Детали машин и основы конструирования

Размещено на http://www.allbest.ru/

Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата
Разраб				Детали машин и основы конструирования	Лит	Лист	Листов
Провер.					У	1	58
Копченов
Н. контр. Крень
Утв.

Содержание

Задание

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет передач

2.1 Расчет червячной передачи

2.2 Расчет прямозубой цилиндрической передачи

2.3 Расчет цепной передачи

3. Расчет и конструирование валов

3.1 Проектный расчет вала

3.2 Проверочный расчет вала

4. Расчет шпоночных соединений

5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

6. Выбор муфты

7. Конструирование корпусных деталей и крышек

8. Смазывание зацеплений

9. Выбор посадок

10. Сборка и регулировка редуктора

11. Техника безопасности

Список использованной литературы



Задание

Спроектировать и рассчитать привод, состоящий из электродвигателя, цепной передачи и двухступенчатого редуктора в соответствии с кинематической схемой рис.1.

Рисунок 1. - Кинематическая схема привода

I	Вал электродвигателя
II	Быстроходный вал
III	Промежуточный вал
IV	Тихоходный вал
1	Червяк
2	Червячное колесо
3	Шестерня промежуточного вала
4	Зубчатое колесо тихоходной передачи
5	Звездочка ведущая
6	Звездочка ведомая

Исходные данные

Мощность на выходном валу привода Р_вых=1,2кВт

Частота вращения выходного вала n_вых=10 об/мин

Режим работы - Т (тяжелый)

Срок службы в годах - 1

Число смен работы - 2

Передаточное число редуктора U_ред=32

Первая ступень редуктора - косозубая или с круговым зубом

Вторая ступени редуктора - прямозубая

Число рабочих дней в году - 300

Продолжительность одной смены - 8 часов



1. Кинематический и силовой расчет привода

Определим КПД привода

[1, c.356]

Определяем потребную мощность

Вт

Принимаем двигатель с передаваемой мощностью 2,2 кВт и частотой вращения 700 об/мин. Марка двигателя: 4А112МА8У3

-передаточное число.

;

;

Находим мощности на каждом из валов

Вт

Вт

Вт

Вт

Вт

Теперь находим частоту вращения

об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

Находим крутящий момент на каждом из валов

Полученные данные заносим в таблицу 1.

Таблица 1. Кинематический расчёт привода

№ вала	P, Вт	T, Н м	n, мин-1
1	1677	23	700
2	1329	288	44
3	1276	554	22
4	1200	1146	10



2. Расчет передач

2.1 Расчет червячной передачи

Исходные данные для расчета:

а) частота вращения червяка n₁= 700 об/мин;

б) частота вращения червячного колеса n₂= 44 об/мин;

в) передаточное число ступени u_ч1 = u_б = 16;

г) вращающий момент на валу червяка Т₁ = 23 Н * м.

д) вращающий момент на валу червячного колеса Т₂ = 288 Н * м.

е) расположение червяка - верхнее (над колесом).

Порядок расчета кинематический шпоночный редуктор

1. Выбор материала червяка и венца червячного колеса.

В нашем примере принимаем материал червяка - сталь 40Х , закалка ТВЧ до твердости H₁=45…50 HRC с последующим шлифованием и полированием витков. Тип червяка - эвольвентный.

Выбор материала венца червячного колеса связан со скоростью скольжения х_s:

м/с

По табл. 1П.32 приложения 1П при х_s5 м/с в качестве венца червячного колеса принимаем бронзу безоловяную БрА10Ж4Н4: способ отливки К - в кокель; у_в=650 МПа; у_т=430 МПа.

2. Определение допускаемых контактных напряжений [у_н] при расчете передачи на сопротивление усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса.

По формуле для материала венца колеса - безоловяная бронза



МПа

3. Определение основных параметров червячной передачи.

Число заходов червяка зависит от передаточного числа червячной передачи u_ч.

При u_ч=16, принимаем Z₁=2.

Число зубьев червячного колеса:

Из условия отсутствия подрезания зубьев рекомендуется . В нашем примере условие выполняется.

Коэффициент диаметра червяка

Принимаем стандартное значение q=10. Тогда .

Модуль упругости материалов червяка и колеса: E₁=2,1·10⁵ МПа - сталь; E₂=0,9·10⁵ МПа - бронза. Тогда приведенный модуль упругости E_пр:

МПа

Предварительная величина межосевого расстояния:

мм

По ряду Ra40 принимаем ближайшее стандартное значение мм.

Предварительная величина модуля зацепления:

мм

Принимаем стандартное значение m=5 мм. Данной величине соответствует ранее принятое стандартное значение q=10.

Коэффициент смещения

При этом необходимо выполнение условия .

Уточним передаточное число u_ч:

.

Отклонение от ранее принятой величины u_ч=16:

В дальнейшем используем фактическое значение u_ч=16.

Размеры нарезанной части червяка:

а) делительный диаметр

мм;

б) начальный диаметр

мм;

в) делительный угол подъема линии витков

; г = 21,8є;

г) начальный угол подъема линии витков

; г_w = 22,7є;

д) высота головки витков

мм

e) диаметр вершин витков

мм

ж) высота головки витков

мм,

где

з) диаметр впадин витков

мм

Длину нарезаемой части червяка b₁ при x=-0,71

При х=-0,5, мм

При х=-1,0, мм

В качестве расчетной величины принимаем наибольшее значение b₁=62мм.

Размеры венца червячного колеса:

а) диаметр делительной окружности

мм;

б) начальный диаметр

мм;

в) высота головки зубьев:

мм,

где ;

г) диаметр вершин зубьев колеса в среднем сечении:

мм;

д) высота ножки зубьев:

мм,

где

е) диаметр впадин зубьев колеса в среднем сечении:

мм;

ж) наибольший диаметр червячного колеса:

мм;

Ширина венца b₂ червячного колеса при Z₁=2:

мм

Принимаем b₂ = 40 мм.

Условный угол обхвата червяка венцом 2д:

.

4. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса.

Уточним скорость скольжения х_S. Для этого определим окружную скорость червяка х₁:

м/с.

Тогда скорость скольжения х_S:,

м/с,

Что не отличается от предварительно рассчитанной х_S = 2,1 м/с. Оставляем принятый ранее материал венца червячного колеса безоловянную бронзу.

Тогда КПД червячной передачи:

.

Коэффициент динамической нагрузки K_V = 1,1, т.к. х_S = 1,9 м/с <5 м/с.

Коэффициент концентрации нагрузки K_в = 1,1;

Коэффициент расчетной нагрузки K_H = K_V ·K_в =1.1· 1,1=1,21;

Торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:

Расчетное контактное напряжение:

МПа.

Условие выполняется.

5. Определение допускаемых напряжений изгиба [у_F] при расчете зубьев колеса на сопротивление усталости при изгибе.

- для нереверсивной передачи.

Определим коэффициент долговечности Y_H.

Суммарное число циклов напряжений:

,

Коэффициент эквивалентности K_FE = 0,1.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы L_h:

Коэффициент долговечности Y_H:

Условие выполняется.

Тогда при БрА10Ж4Н4: у_в=650 МПа; у_т=430 МПа.

МПа.

6. Проверочный расчет зубьев колеса на сопротивление усталости при изгибе.

Определим силы, действующие в червячном зацеплении:

Окружная сила на червяке:

Н;

Окружная сила на червячном колесе:

Н;

Осевая сила на червяке:

Н;

Осевая сила на червячном колесе:

Н;

Радиальная сила на червяке и червячном колесе:

Н.

Эквивалентное число зубьев колеса:

Коэффициент формы зуба червячного колеса Y_F = 1,53 при Z_V = 40.

Коэффициент расчетной нагрузки K_F = K_H = 1,21;

Нормальный модуль:

мм.

Напряжения изгиба зубьев колеса: МПа, что меньше МПа.

7. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при кратковременной перегрузке.

Предельно допускаемые контактные напряжения для безоловянной бронзы: МПа.

Максимальные контактные напряжения при кратковременной перегрузке: МПа, где К_П = Т_пик/Т_мах = 1 - кратковременная перегрузка.

Контактная прочность зубьев червячного колеса при кратковременной перегрузке обеспечена, т.к. МПа.

8. Проверочный расчет передачи на изгибную прочность при кратковременной перегрузке.

Предельно допускаемые напряжения изгиба

МПа.

Максимальные напряжения изгиба при кратковременной перегрузке:

МПа.

Изгибная прочность обеспечена, т.к. МПа.

9. Тепловой расчет червячной передачи.

Данный расчет сводится к определению температуры масла t в картере редуктора по формуле:

,

где t - єC; P₁=1,329 Вт - мощность на валу червяка; К_Т =16 Вт/(м² · єC) - коэффициент теплоотдачи; площадь поверхности охлаждения корпуса за исключением поверхности дна - A, А = a * b = 0,25 * 0,320 = 0,08 м² - величина условная, т. к. необходимо скомпоновать редуктор,; ш = 0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в раму или плиту.

;

, следовательно нормальная работа червячной передачи обеспечена.

2.2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни n_II= 44 об/мин;

б) частота вращения колеса n_III= 22 об/мин;

в) передаточное число ступени U_ц.п= 2;

г) вращающий момент на валу колеса Т_III=554 Н * м.

д) расчетный срок службы (ресурс работы) L_h=4800 ч;

Проектный расчет

1.Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

Принимаем вариант термообработки I (см. табл. 1П.6 приложения 1П) [1,с. 369]: термообработка шестерни - улучшение, твердость поверхности 269...302 НВ; термообработка колеса - улучшение, твердость поверхности 235...262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;

2. Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:

НВ;

НВ;

Предел контактной выносливости поверхности зубьев у_Hlim, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) [1,с. 371] для термообработки. улучшение:

МПа;

МПа;

Расчетный коэффициент S_Н (табл. 1П.9 приложения 1П) [1,с. 371] для термообработка улучшение:

S_Н1=S_Н2=1,1.

Базовое число циклов напряжений N_{Н lim}:

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений N_НE за расчетный срок службы передачи L_h=4800 часов:

;

;

где с₁, и с₂ -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ =1; µ_H=1- для тяжелого режима.

Определяем коэффициенты долговечности Z_N1и Z_N2. Так как N_НE1>N_Нlim1, тогда

.

Так как N_НE2>N_Нlim2, тогда

.

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа;

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [у_н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [у_н]₁ и [у_н]_2.

В нашем примере [у_н]= [у_н]₁=487 МПа.

3. Определение межосевого расстоянии. По табл. 1П.11 приложения 1П выберем коэффициент ш_ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ш_ba. В указанном диапазоне ш_ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.

В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор, а колесо - симметрично (см. схему привода). По табл. 1П.11 приложения 1П[1,с. 373] при HB₁<350 и HB₂<350 принимаем из диапазона ш_ba= 0,3...0,5 расчетное значение ш_ba =0,4 и значение ш_bdmax=1,4.

Тогда коэффициент ш_ba(предварительно):

По табл. 1П.12 приложения 1П [1,с. 374] при НВ₁<350 и НВ2 <350 для кривой V принимаем коэффициент К_Hв= 1,24.

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент К_б= 495, определим предварительно межосевое расстояние а'_w:

мм.

По табл. 1П. 13 приложения 1П [1,с. 375] принимаем ближайшее стандартное значение а_w= 220мм.

4. Определение модуля передачи.

мм

По табл. 1П.14 приложения 1П [1,с. 375] для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда примем m=4 мм.

5. Определение чисел зубьев шестерни и колеса. Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

принимаем Z₁=37.

Число зубьев колеса

.

6. Определение фактического передаточного числа ступени.

Отклонение U_фот U:

.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка: мм

Примем коэффициент высоты головки зуба h_a* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25. Тогда, диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев при высотной модификации:

мм;

мм;

мм;

мм.

Ширина венца колеса

мм.

Ширина венца шестерни

мм.

Проверочный расчет

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала

для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни

мм.

Условие пригодности заготовки шестерни

,

где D_пред-см. табл.1П.7 приложения 1П [1,с. 370]. Для стали 40Х при термообработка улучшение для твердости поверхности 269...302 НВ D_пред=125 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса С_заги толщину заготовки обода S_заг:

мм;

мм.

Наибольшую из величин С_заги S_заг сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 40Х) по табл. 1П.7 приложения 1П [1,с. 370] при термообработки улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ с S_пред =125 мм. Условие С_заг =32<S_пред =125 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х

9. Определение степени точности передачи. Окружная скорость х(м/с) шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:

м/с.

По табл. 1П.15 приложения 1П [1,с. 375], исходя из х=0,5 м/с для прямозубых цилиндрических передач выбираем 8-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.

10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости. На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, принимаем параметр шероховатости Rа = 3,2 мкм и коэффициент Z_R=0,9. Коэффициент Z_V=1, т.к. х<5 м/с.

Тогда по формуле:

МПа;

МПа;

Таким образом, уточненные величины [у_н]₁ и [у_н]₂ остались такими же, как и при предварительном расчете ввиду того, что произведение Z_R Z_V оказалось равным 0,9.

Следовательно, уточненная величина расчетного допускаемого контактного напряжения [у_н] будет такой же, как и при предварительном расчете, т.е. [у_н]=487 МПа (см. п. 2).

11. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении. Окружная сила F_tна делительном цилиндре

Н

При этом для шестерни и колеса:

Н.

Радиальная сила F_r:

Н.

12.Определение коэффициента нагрузки К_н. При расчете на сопротивление контактной усталости

Коэффициент К_На= 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Hвуточняем по той же кривой V при HB₁<350 и HB₂<350 (см. табл. 1П.12 приложения 1П) [1,с. 374], что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в п.7 величины ш_bd=0,98. При этом коэффициент K_нвпрактически не изменился: K_Hв=1,01.

По табл. 1П.17 приложения 1П [1,с. 376] коэффициент д_Н=0,06 при HB₁<350 и HB₂<350 .

По табл. 1П.18 приложения 1П [1,с. 376] коэффициент g₀= 5,6 (при m=2 мм и 8-й степени точности).

Тогда динамическая добавка

(2.25)

Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент Z_H, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: Z_Е=190 МПа^1/2.

Коэффициент Z_Н, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения.

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи приближенно можно определить по формуле

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи .

Расчетное значение контактного напряжения

Мпа

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: у_н=423 МПа < [у_н]=487 МПа.

14.Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл. 1П.9 приложения 1П [1,с. 371] для термообработки улучшения предел выносливости при изгибе у_Flim и коэффициент запаса S_F:

МПа;

МПа,

где Н_HB1и Н_HB2 - см. п. 2;

На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, определяем коэффициенты долговечности Y_N1и Y_N2.

Для шестерни при N_FE>N_Flim1принимается Y_N1=1.

Для колеса при при N_FE>N_Flim1принимается Y_N1=1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

МПа;

МПа.

15. Определение коэффициента нагрузки К_F. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

Коэффициент К_Fа= 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Fв принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П [1,с. 374] при HB₁<350 и HB₂<350 при ш_bd=0,98 (кривая V): K_Fв =1,1.

Коэффициент д_F,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: д_F=0,16 .

Коэффициент g₀= 5,6- см. п.12.

Тогда динамическая добавка

Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

16. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

;

.

Тогда расчетное напряжение изгиба у_F:

МПа;

МПа.

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. По табл. 1П.9 приложения 1П [1,с. 371] предельно допускаемое контактное напряжение :

МПа;

МПа.

где у_Т-см. табл. 1П.7 приложения 1П: для шестерни из стали 40Х при термообработка улучшение для твердости поверхности 269...302 НВ у_Т1= 750 МПа; для колеса из стали 40Х при термообработки улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ у_Т2= 640 МПа.

В качестве расчетной принимаем наименьшую величину = 1792 МПа. Максимальное контактное напряжение при кратковременной перегрузке

МПа,

где <т_н487 МПа -см. п. 13; К_п=1.

Статическая прочность рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям при кратковременной перегрузке обеспечивается, так как выполняется условие

МПа.

18. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл. 1П.9 приложения 1П [1,с. 371] предельно допускаемое напряжение изгиба

Мпа;

Мпа,

Максимальное напряжение изгиба у_Fmax при кратковременной перегрузке:

МПа,

МПа,

где у_F1 =46 МПа и у_F2 =50 МПа - см. п. 16.

Статическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняются условия:

2.3 Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета:

а) мощность на валу ведущей звездочки Р₃=1,276 Вт;

б) частота вращения ведущей звездочки n₃ = 22 об/мин;

в) передаточное число U=2.19;

г) условия эксплуатации (работа без пыли; передача открытая; расположение -горизонтальное; работа в одну смену; смазка - удовлетворительная; натяжение цепи не предусматривается).

Порядок расчета

1.Выбор типа приводной цепи. В цепных передачах применяют приводные роликовые, втулочные и зубчатые цепи.

Роликовые цепи нормальной серии ПР (ГОСТ 13568-75) получили наибольшее распространение в различных механических приводах. Их изготовляют одно-(ПР), двух-(2ПР), трех-(ЗПР) и четырехрядными (4ПР). Предпочтение следует отдавать однорядным цепям. Четырехрядные цепи без особых требований не рекомендуется применять ввиду необходимости использования звездочек повышенной точности и усложнения монтажа.

Втулочные цепи ПВ (ГОСТ 13568-75) аналогичны роликовым, но у них отсутствуют ролики. Их применяют в основном в мотоциклах и автомобилях.

Зубчатые цепи с шарнирами качения по ГОСТ 13522-81 отличаются повышенной надежностью, скоростью и кинематической точностью. Однако они более тяжелые и дорогостоящие и поэтому имеют ограниченное применение. Их используют обычно при высоких скоростях - до 35 м/с.

Рассчитываемая цепная передача является последней ступенью привода. Поэтому при небольшой скорости движения она будет испытывать значительные нагрузки. Выбираем приводную роликовую цепь.

2. Выбор чисел зубьев звёздочек. В нашем примере меньшая звездочка является ведущей, а большая - ведомой. Число зубьев меньшей (ведущей) звездочки роликовой цепи согласно [4]

z = 29-2Uц,> 13

При UЦ =2,19, z = 29-2,19*2 = 25> 13.

Полученная величина Z= 25 примерно соответствует и рекомендациям М.Н. Иванова [3] (см. табл.Ш.27 приложения 1П) [1,с. 389].

Число зубьев большей (ведомой) звездочки

Предпочтительно выбирать нечетное число зубьев звездочек (особенно малой), что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу зубьев и шарниров. С учетом этих рекомендации принимаем окончательно Z1= 25 и Z2= 55.

Для того, чтобы роликовая цепь в процессе изнашивания не соскакивала с большей звездочки, необходимо выполнение условия z= 55<z_2max=120.

Тогда фактическое передаточное число

Отклонение и :

, что допустимо.

3. Предварительное определение межосевого расстояния. По соображениям долговечности цепи предварительно величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне а = (30...50)р_ц, где р_ц - шаг цепи, мм.

4. Определение коэффициента эксплуатации к_э. По таблице 1П.29 приложения 1П [1,с. 391]:

а) коэффициент динамической нагрузки к_Д= 1,3 (нагрузка переменная);

б) коэффициент межосевого расстояния к_а = 1 [для а = (30... 50)pц];

в) коэффициент наклона передачи к горизонту к_н=1 (передача горизонтальная);

г) коэффициент способа регулировки натяжения цепи к_РЕГ = 1,25 (натяжение цепи не регулируется);

д) коэффициент смазки и загрязнения передачи Kc - 1 [производство без пыли, качество смазки - II (удовлетворительная: густая внутришарнирная при V< 4 м/с, см. таблицу Ш. 28 приложения Ш) [1,с. 390];

е) коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течении суток Креж=1 (работа в одну смену).

Тогда коэффициент эксплуатации

5. Определение коэффициентов k_z и kn. Число зубьев малой звездочки типовой передачи принимается только (см. таблицу 1П.30 приложения 1П) [1,с. 391]. Число зубьев малой звездочки проектируемой передачи Z1= 25. Тогда коэффициент числа зубьев:

Частота вращения малой звездочки проектируемой передачи п₃ = 22 об/мин. Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи п₀₃ =50 об/мин (см. таблицу 1П.31 приложения 1П) [1,с. 391]. Тогда коэффициент частоты вращения:

6.Выбор цепи.

Первоначально ориентируемся на однорядную цепь. Тогда расчетная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектируемой передачи

Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностью [Рр] по табл. 1П.30 приложения 1П [1,с. 391] при Z01 = 25 и n01=22 об/мин является [Р_Р] = 2,0 кВт для однорядной цепи ПР-15.875 - 22700 с шагом р_ц = 15.875 мм.

Для того, чтобы решить вопрос о том, подходит нам однорядная цепь с таким шагом или нет, определим, какие же при этом получаются делительные диаметры звездочек:

Скорость цепи:

По табл. 1П. 28 приложения 1П [1,с. 390] при назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

7. Определение межосевого расстояния и длины цепи. Ранее (см. п. 3) из соображений долговечности цепи мы приняли, что предварительная величина межосевого расстояния а будет находится в диапазоне

а = (30...50) р_ц.

Так как меньшее значение рекомендуется [3] для Uц = 1 ...3, а большее для U_ц = 6...7, при и_ц =2,19 принимаем, а = 35

.

Длина цепи в шагах или число звеньев цепи

Округляем L_P до целого четного числа, для того, чтобы не применять специальных соединительных звеньев. Для принятого значения L_P= 118 уточняем а:

Так как цепная передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи, расчетное межосевое расстояние, а уменьшают на величину . Тогда принимаем =4 мм и тогда окончательная величина межосевого расстояния мм.

8. Силы в цепной передаче и требования монтажа.

Окружная сила:

По табл. 1П.33 приложения 1П [1,с. 393] коэффициент провисания цепи при горизонтальном ее расположении kf=6.

По табл. 1П. 31 приложения 1П масса 1 м цепи ПР [1,с. 391] с шагом р_ц= 15.875 мм составляет 1 кг, т.е. погонная масса q=1 кг/м.

Натяжение цепи от силы тяжести провисающей ведомой ветви

, где а = 1,32 м; g= 9,81м/с² - ускорение свободного падения.

Натяжение цепи от центробежных сил

Разрушающая нагрузка цепи ПР с шагом р_ч= 15.875 мм по табл. 1П.31 [1,с. 391] F_P = 22700 Н. Уточним расчетный коэффициент запаса прочности цепи

где =1,3 -коэффициент динамической нагрузки (см. п.4).

Допускаемый коэффициенты интерполированием [S] = 7,2.

Цепь ПР - 15.875 - 22700 подходит, так как S=7.3>[S] = 7,2.

Нагрузка на валы цепной передачи:

где к_м= 1,15 - при горизонтальной передаче и угле наклона передачи < 40°; к_м = 1,05 - при угле наклона передачи более 40° и при вертикальной передаче. Сила F_ц направлена по линии, соединяющей центры звездочек.

При монтаже цепной передачи предельное отклонение AS(мм) звездочек от од ной плоскости и предельные углы их смещения S, перекоса валов у и их скрещивания (град) (рис. 3.2) определяют по формуле:

;

;

;

.



3. Расчет и конструирование валов

3.1 Проектный расчет вала

1.Марка стали -40, твердость 200 НВ.

2. Определяем диаметры участков валов:

Диаметр выходного конца вала

,

Быстроходный вал

мм, принимаем d=18 мм.

мм, принимаем d_п=25 мм.

мм, принимаем d_бп=32 мм.

Линейные размеры (мм) берут из сборочного чертежа редуктора (лист 1 приложения): мм, мм мм.

Промежуточный вал

Марка стали - 40 твердость 200 НВ.

мм, принимаем d=44 мм.

мм, принимаем d_п=40 мм.

мм, принимаем d_бк=48 мм.

Для промежуточного вала предварительно выберем конический однорядный роликоподшипник лёгкой серии 7208. Определяем расстояние от точки приложения радиальной реакции подшипника до дальнего торца подшипника:

мм.

Линейные размеры (мм) берут из сборочного чертежа редуктора (лист 1 приложения): мм, мм мм.

Тихоходный вал

Марка стали - 40 твердость 200 НВ.

мм, принимаем d=56 мм.

мм, принимаем d_п=65 мм.

мм, принимаем d_бп=74 мм.

Для тихоходного вала предварительно выберем конический однорядный роликоподшипник 7217. Определяем расстояние от точки приложения радиальной реакции подшипника до дальнего торца подшипника:

мм.

Линейные размеры (мм) берут из сборочного чертежа редуктора (лист 2 приложения): мм, мм мм.

4. Нагрузка на быстроходный вал от муфты: F_м= Н.

5.Определяем реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Быстроходный вал:

1) Вертикальная плоскость

,

,

,

,

2) Горизонтальная плоскость

,

,

,

,

1. Строим эпюры изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента.

1) Вертикальная плоскость

Сечение

Сечение Сечение Сечение

2) Горизонтальная плоскость

Сечение

Сечение

Сечение

Сечение

Рисунок 2. Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала.

2. Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении.

,

Определяем эквивалентный момент в этом же сечении

,

3. Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сечении

,

Ранее принятое значение d=25 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Промежуточный вал:

1) Вертикальная плоскость

,

,

,

,

2) Горизонтальная плоскость

,

,

,

,

1. Строим эпюры изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента.

1) Вертикальная плоскость

Сечение

Сечение

,

Сечение

Сечение

2) Горизонтальная плоскость

Сечение

Сечение

Сечение Сечение

Рисунок 3. Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала

2. Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении.

,

Определяем эквивалентный момент в этом же сечении

,

3. Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сечении

,

Ранее принятое значение d=40 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Тихоходный вал:

1) Вертикальная плоскость

,

,

,

,

2) Горизонтальная плоскость

,

,

,

,

1. Строим эпюры изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента.

1) Вертикальная плоскость

Сечение

Сечение

Сечение

Сечение

2) Горизонтальная плоскость

Сечение

Сечение Сечение

Сечение

Рисунок 4. Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

2. Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении.

,

3. Определяем эквивалентный момент в этом же сечении

,

4. Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сечении

,

Ранее принятое значение d=65 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

3.2 Проверочный расчет вала

Быстроходный вал:

Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5...2,5.

где S_у -- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где у_-1 -- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; у_-1 = 370 МПа принимается по таблице 1 (см. с. 8);

k_у-- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

в-- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32...2,5 мкм принимают в= 0,97...0,90;

е_у -- масштабный фактор для нормальных напряжений;(см. табл. 8, с. 32);

у_а -- амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа:

МПа,

где W -- момент сопротивления при изгибе, мм³; для валов червяков

ш_у -- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ш_у = 0,2 для углеродистых сталей, ш_у = 0,25...0,3 для легированных сталей;

у_m -- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа; если осевая сила F_а на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то у_m = 0,в противном случае

S_ф -- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где ф_-1 -- предел выносливости стали при симметричном цикле;

ф_-1 =0,58 у_-1 , ф_-1=210 МПа;

k_ф -- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

в-- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32...2,5 мкм принимают в= 0,97...0,90;

е_ф -- масштабный фактор для касательных напряжений; отношение k_ф /е_ф =0,6 k_у /е_у+0,4=0,6*2,23+ 0,4 = 1,74 (см. табл. 8, с. 32);

ш_ф -- коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ш_ф = 0,1 для всех сталей;

ф_а и у_т -- амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа:

Мпа,

где W_к -- момент сопротивления при кручении, мм³; для валов червяков

.

Подставляя полученные значения, получаем

.

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.

Промежуточный вал:

где S_у -- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

у_-1 = 370 МПа принимается по таблице 1 (см. с. 8);

в= 0,95;

k_у /е_у = 4,25 (см. табл. 8, с. 32);

МПа,

где W -- момент сопротивления при изгибе, мм³;

;

ш_у = 0,2;

у_m -- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа; если осевая сила F_а на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то у_m = 0;

S_ф -- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

ф_-1=210 МПа;

в= 0,95;

k_ф /е_ф =0,6 k_у /е_у+0,4=0,6*4,25 + 0,4 = 2,95 (см. табл. 8, с. 32);

ш_ф = 0,1 для всех сталей;

Мпа,

где W_к -- момент сопротивления при кручении, мм³;

.

Подставляя полученные значения, получаем

,

.

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.

Тихоходный вал:

Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5...2,5.

где S_у -- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где у_-1 -- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; у_-1 = 370 МПа принимается по таблице 1 (см. с. 8);

k_у-- эффективный коэффициент концентрации нормальных

напряжений; k_у = 1,60;

в-- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32...2,5 мкм принимают в= 0,97...0,90;

е_у -- масштабный фактор для нормальных напряжений; е_у = 0,7 , для

d = 55 мм;

у_а -- амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа:

МПа,

где W -- момент сопротивления при изгибе, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

Для вала с одним шпоночным пазом:

;

ш_у -- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ш_у = 0,2 для углеродистых сталей, ш_у = 0,25...0,3 для легированных сталей;

у_m -- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа; если осевая сила F_а на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то у_m = 0

S_ф -- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где ф_-1 -- предел выносливости стали при симметричном цикле;

ф_-1 =0,58 у_-1 , ф_-1=210 МПа;

k_ф -- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

в-- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32...2,5 мкм принимают в= 0,97...0,90;

е_ф -- масштабный фактор для касательных напряжений; отношение k_ф

/е_ф =0,6 k_у /е_у+0,4=0,6*1,6/0,7 + 0,4 = 1,77(см. табл. 8, с. 32);

ш_ф -- коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ш_ф = 0,1 для всех сталей;

ф_а и у_т -- амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа:

Мпа,

где W_к -- момент сопротивления при кручении, мм³; для валов червяков

.

Подставляя полученные значения, получаем

,

.

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.



4. Расчет шпоночных соединений

Шпонка ведущего вала под муфту.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

Мпа

где Т - момент на валу, T=23 Н м; d - диаметр вала, d=18 мм; h - высота шпонки, h=6 мм; b - ширина шпонки, b=6; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=50 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=4 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 160 МПа. Условия прочности выполнены.

Колесо червячное передачи.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

Мпа

где Т - момент на валу, T=288 Н м; d - диаметр вала, d=48 мм; h - высота шпонки, h=10мм; b - ширина шпонки, b=16; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=50-16=34 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=5,5 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 160 МПа. Условия прочности выполнены.

Колесо цилиндрической передачи.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

Мпа

где Т - момент на валу, T=554 Н м; d - диаметр вала, d=74 мм; h - высота шпонки, h=20мм; b - ширина шпонки, b=24; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=89-24=65 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=15 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 160 МПа. Условия прочности выполнены.

Звездочка.

Для передачи вращающего момента Н•м на ведомый вал редуктора применим шпоночное соединение. Шпонка призматическая (см. табл. 5 [2]): мм; мм; мм. Рабочая длина шпонки мм.

Мпа



5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

Проверочный расчет подшипников качения быстроходного вала

Для быстроходного вала предварительно выбран шариковый радиально-упорный подшипник серии 36207, для которого по табл.2П.15: d=25мм; D=52мм; e=0,36; Y=1,56; кН.

1. Определяем суммарные реакции в опорах

2.Определяем осевые составляющие от действия радиальных нагрузок

Н;

Н.

3. Определяем расчетные осевые силы на подшипник:

а) опора 1.

Н.

б) опора 2.

Н.

4.Вычисляем отношение

Так как на валу установлены два одинаковых подшипника, то подсчитываем для наиболее нагруженного:

Н.

5. Определяем приведенную или эквивалентную нагрузку на подшипник при и . Для этого сравниваем коэффициенты осевого нагружения и .

Так как >, то коэффициент осевой нагрузки Y=1, а коэффициент радиальной нагрузки X=1 следовательно,

=1 при вращении внутреннего кольца

6. Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника, приняв

Н.

< кН.

Грузоподъемность и работоспособность подшипника обеспечена.

Проверочный расчет подшипников качения промежуточного вала

Для промежуточного вала предварительно выбран конический однорядный роликоподшипник лёгкой серии 7208, для которого по табл.2П.15: d=40мм; D=80мм; e=0,38; Y=1,56; кН.

1. Определяем суммарные реакции в опорах

2. Определяем осевые составляющие от действия радиальных нагрузок

Н;

Н.

3. Определяем расчетные осевые силы на подшипник:

а) опора 1.

Н.

б) опора 2.

Н.

4.Вычисляем отношение

Так как на валу установлены два одинаковых подшипника, то подсчитываем для наиболее нагруженного:

Н.

5. Определяем приведенную или эквивалентную нагрузку на подшипник при и . Для этого сравниваем коэффициенты осевого нагружения и .

Так как <, то коэффициент осевой нагрузки Y=1, а коэффициент радиальной нагрузки X=1, следовательно,

=1 при вращении внутреннего кольца

6. Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника, приняв

Н.

< кН.

Грузоподъемность и работоспособность подшипника обеспечена.

Проверочный расчет подшипников качения тихоходного вала

Для тихоходного вала предварительно выбран конический однорядный роликоподшипник легкой серии 7112, для которого: d=65 мм; D=120 мм; R=3; B=28; кН.

1. Определяем суммарные реакции в опорах

2.Определяем осевые составляющие от действия радиальных нагрузок

Н;

Н.

3. Определяем расчетные осевые силы на подшипник:

а) опора 1.

Н.

б) опора 2.

Н.

4.Вычисляем отношение

Так как на валу установлены два одинаковых подшипника, то подсчитываем для наиболее нагруженного:

Н.

5. Определяем приведенную или эквивалентную нагрузку на подшипник при и . Для этого сравниваем коэффициенты осевого нагружения и .

Так как <, то коэффициент осевой нагрузки Y=1, а коэффициент радиальной нагрузки X=1, следовательно,

=1 при вращении внутреннего кольца

6. Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника, приняв

Н.

< кН.

Грузоподъемность и работоспособность подшипника обеспечена.



6. Выбор муфты

Муфта с торообразной оболочкой предназначена для передачи вращения между механизмами, которые подвергаются действию довольно значительных вибрационных, ударных и динамических нагрузок. Этот вид муфты прекрасно компенсирует радиальное смещение валов до 4,5 мм, они имеют высокие демпфирующие свойства, и характеризуются простотой конструкции и большим сроком эксплуатации - 10 лет. Муфта обеспечивает электро и шумоизоляцию узлов привода, и применяется в механизмах, в которых трудно обеспечить соосность валов, при ударных и переменных нагрузках. Такие высокоэластичые муфты широко применяются в насосных установках, в приводах рольгангов прокатных станов, строительно-дорожных машин, бурильных станках, а также в силовых приводах судов речного и морского флота, вспомогательных приводах тепловозов и электровозов. Так же беспорным преимуществом муфты с торообразной оболочкой является возможность замены эластичного элемента, без демонтажа муфты.

Рисунок 5. Муфта упругая с торообразной оболочкой: 1-полумуфта, 2-оболочка, 3-полукольц прижимное; 4-кольцо соединительное.



Проверим прочность резиновых втулок на смятие по условию:

Проверим прочность стальных пальцев на изгиб по условию:

где z=10-число пальцев;

l_ВТ=36мм - длина резиновой втулки;

d_п =18мм - диаметр пальца под втулкой;

D₀=360 мм- диаметр окружности расположения пальцев.

Таким образом, прочность стальных пальцев обеспечена.

Таблица 2 Основные размеры выбранной муфты

Вал	[Т], Н м	D, мм	d, мм	n, мм	L, мм
Быстроходный	80	140	18	3000	120



7. Конструирование корпусных деталей и крышек

В корпусе редуктора размешаются детали зубчатых передач. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов.

Для повышения жесткости служат ребра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъемным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Плоскость разъема проходит через оси валов.

Материал корпуса обычно чугун СЧ 10 или СЧ 15. Сварные конструкции из листовой стали Ст2 и СтЗ применяют редко, главным образом для крупногабаритных редукторов индивидуального изготовления. Толщина стенок сварных корпусов на 20 -- 30% меньше, чем чугунных.

Для захватывания редуктора при подъеме делают под фланцем основания приливы в виде крюков. Для снятия крышки делают крюки или петли на ней.

Таблица 3 - Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Наименование	Размеры, мм
Толщина стенки основания корпуса
Толщина стенки крышки корпуса
Ребра корпуса -
- толщина у основания
- высота
- литейный уклон	20
Диаметр болтов
- фундаментных
- стяжных(по периметру)
- стяжных(у бобышек подш.)
Расстояние между стяжными болтами
Фундаментные лапы
- толщина
- ширина

Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса имеется окно, закрываемое крышкой.

Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической или конической резьбой. Радиусы галтелей выбирают из ряда: 1, 2, 3, 5, 8, 10, 15. 20, 25, 30, 40 мм.

Конструктивные размеры корпуса редуктора приведены в табл. 3.

Таблица 4 - К расчету корпуса редуктора

Материал	чугун СЧ 15-32
Пробка сливная масла	М16х1,25
Проушина (диаметр)	20 мм
Объем масляной ванны	15л
Система смазки	окунанием колеса
Сорт масла	И-Г-С-220



8. Смазывание зацеплений

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Масло заливают так, чтобы венцы колес были в него погружены.

Объем масла заливаемого в масляную ванну

V = 0,6N =0,6•1,2=0,72 дм³

где N - мощность, передаваемая редуктором.

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла (т. 11.1с. 200 [2])

V = 1 м/с; = 178,5 МПа 20 • 10^-6 м²/с

Марка масла (т. 11.2. с. 200 [2])

И-Г-С-220.



9. Выбор посадок

Таблица 5

Сопряжение	Условное обозначение по ГОСТ
Внутреннее кольцо подшипника на вал	k6
Наружное кольцо подшипника в корпус (или в стакан)	H7
Червячное колесо на валу	H7/p6
Звёздочки	H7/k6
Крышки подшипников в корпус (или в стакан)	H7/h8H7/d11
Полумуфта на валу	H7/k6

Шероховатость поверхностей деталей, выполненных по шестому и седьмому квалитетам точности назначаем R_a =2,5 мкм. Шероховатость неответственных обработанных поверхностей R_a =6,3 мкм.



10. Сборка и регулировка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают с того, что на червячный вал надевают крыльчатки и роликовые конические подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100 С. Собранный червячный вал вставляют в корпус. В н...