Выбор электродвигателя. Определение основных энергосиловых параметров валов

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1 Задание на курсовой проект

2 Выбор электродвигателя. Определение основных энергосиловых параметров валов

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Определение основных кинематических и энергетических параметров передач привода

3 Расчет редукторной передачи

3.1 Выбор материалов, термообработки и допускаемых

напряжений

3.2 Определение крутящего расчетного момента и межосевого расстояние передачи

3.3 Расчет модуля и геометрических параметров колес

3.4 Определение фактической скорости в зацеплении

3.5 Проверка зубьев колеса на выносливость по контактным напряжениям

3.6 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

3.7 Усилия в зубчатом зацеплении

4 Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора

5 Выбор подшипников и проверка их на долговечность

5.1 Быстроходный вал

5.2 Тихоходный вал

6 Выбор шпонок и проверка их на смятие

6.1 Тихоходный вал

6,2 Быстроходный вал

7 Утонченный расчет валов

7.1 Тихоходный вал

7.2 Быстроходный вал

8 Выбор сорта смазки

9 Сборка редуктора

Литература

передача редуктор напряжение



ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых и червячных передач, выполненные в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращение от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора- понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизм для повышение угловой скорости, выполненный в виде отдельных агрегатов называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса ( литого чугунного или стольного сварного) в котором помещаются элементы передач- зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редукторы классифицируют по следующем основным признакам



1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Усилие на приводном барабане F=4,1kH

Линейная скорость на барабане V=0,9м/с

Диаметр приводного барабана DБ=500мм

-вращения вала двигателя n_дв=1000 об/мин

-передаточное отношение ременной передачи U_pn=5.0[1]

Рисунок 1- Кинематическая схема привода ленточного конвеера

На рисунке 1 обозначено

1-электродвигатель

2- ременная передача

3- редуктор цилиндрический косозубый одноступенчатый

4-зубчатая муфта

5-лента конвейера

6-барабон конвейера



2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ЭНЭРГОСИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ ВАЛОВ

2.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность двигателя[1,с.9]

Р_треб =,

где- суммарный КПД привода

?=_РМ*²_пп*зп*м

где _м= 0,98 - КПД муфты[2,с.9 табл. 2];

_пп = 0,99 - КПД одной пары подшипников [1,с.9 табл. 2]:

_зп = 0,97 - КПД зубчатой передачи [ 1,с.9 табл, 2]:

_рп = 0,96 - КПД ременной передачи [1,с.9 табл. 2]:

Тогда:

P_вых=F*V: P_дв=(F*V)/

? = 0,96*0,99²*0,97*0,98=0,895

Р_треб=4,1*0,9/0,895=4,122кВт

Предварительно выбираю двигатель серии 4А по ГОСТ 19523-81 с мощностью Р_дв=5,5кВт.

Для электродвигателя, определяю передаточное число редуктора- по формуле

U=n_дв/ (n_вых*u_рп)=n₁/n₂

n_вых=60V*10³/рd: u=((u_ст-u_ред)/u_ст)*100%?[u]

U_ред= 965/171,95=5,6

N_вых=(60*0,9*10³)/(3,14*50)=24,39

Принимаем по ГОСТ 2185-56 стандартное U_ст=5,6

?U=((U_ст-U_ред)/U_ст)*100%

?U=((5,6-5,6)/5,6)=0%

Буду проектировать редуктор со стандартным передаточным числом U_ст=5,6

2.2 Определение основных кинематических и энергетических параметров передач привода

Мощность, передаваемые валами[1,с.13]

P₁=P_дв=5,5 кВт

P₂=P_1*рп*_пп=5,5*0,96*0,99=5,2кВт

P₃=P₂*_рп*²_пп*зп=5,2*0,97*0,99²*0,98=4,9кВт

Частота вращение каждого вала[1,с,13]

n₁=n_дв/U_оп=965/5=193 об/мин

n₂=n₁/U_ст=193/5,6=34,46 об/мин

Крутящий моменты, передаваемые валами [1,с,13]

T₁=9550*(P₁/n₁)=9550*(4.6/193)=191Нм

T₂=9550*(P₂/n₂)=9550*(3.89/34.46)=1069.6 Нм

Диаметры валов[1,с,13]

D₁=³ ,

Где []= 16МПа.

d₁? = 10³ = 39=40мм

d₂?=69=70мм

По стандарту примем d₁=40мм: d₂=70мм.

Основные параметры передач привода

Валы	Ui	ni об/мин	Pi кВт	T1Нм	diмм
I		193	5.22	191	40
II		34,46	4.91	1069	70

Итак, выбран электродвигатель для привода, рассчитано, согласовано, согласован со стандартом передаточное число редуктора, вычислены основны основные энергосиловые параметры передач редуктора.



3 РАСЧЁ РЕДУКТОРНОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор материалов. Термообработки и допускаемых напряжений

Материал шестерни и колеса приму сталь 40Х. Термообработка[1,с,17]:

-для шестерни - улучшение, средняя твердость HB₁=240

-для колеса - нормализация, средняя твердость HB₂=200.

Допускаемые контактные напряжения [1.c.18];

=(_{H lim b}/S_H)*K_HL*Z_R*Z_V

Допускаемые напряжения изгиба[1.c.18]

_FP=(_{Flim b}/S_F)*K_FC*K_FL.

Где _{H lim b. F limb} - базовые пределы выносливости поверхностей зубьев.

Базовые пределы выносливости поверхностей зубьев для шестерни [1.c.18таб,9];

_{H lim b}=2*HB₁+70=2*240+70=550мПа

_{F lim b}=1.8*HB₂=1.8*240=432мПа

[S_H],[S_F]- коэффициенты безопасности, приму по [1,с,18 табл, 9]

[S_H]=1.1 и [S_F]=1.75

Определяю остальные коэффициенты [1,с,19]

K_HL = K_FL = 1.0 - при постоянном режиме работы передачи,

Z_R = Z_V = 1.0 - при проектном расчете,

K_FC=1.0 - зуб работает одной стороной

Допускаемые напряжения:

- для шестерни

_HP1 = (500/1.1)*1*1*1=454МПа

_FP1= (427/1,75)*1*1*1= 244 МПа

-для колеса зубчатого:

_HP2= (550/1.1)*1*1*1= 500 МПа

_FP2 = (432/1.75)*1*1=247 МПа

Так как выбран второй способ термообработки зубьев колес, то допускаемые контактные напряжения для не прямозубых колес равны [3,с, 35]:

3.2 Определение крутящего расчетного момента и межосевого расстояния передачи

Расчетный крутящий момент [1,с, 19];

T_Hi = T_i * K_H * K_HV и T_Fi= T_i*K_F * K_FV

Предварительно приму 8-ю степень точности зубчатого колеса, тогда значение коэффициента динамической нагрузки [1, с, 20 табл. 10];

Коэффициент ширины зубчатого колеса по делительному диаметру[1. C. 20];

_hd = ?_ha(U+1)/2

где ?_ba - коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстояние, примем ?_ba=0,4[1,с, 20 табл.11],

Тогда:

?_hd=0.4*((5+1)/2)=1.2

При HB 350 и ?_bd = 1.2 значение коэффициентов равны K_H ,K_F = 1.

Тогда:

- для шестерни

T_1H= 191*1*1.2=229.2 Hm

- для колеса

T_2H= 1069*1*1.2=1282.8 Hm

T_2F= 1069*1*1.2=1282.8 Hm

Межосевое расстояние передачи [2,с 20];

a_w= K₁*(U+1)*=430*(5+1)* =1236696

По ГОСТ 2185-60 примем б_w=250мм

3.3 Расчет модуля и геометрических параметров колес

Модуль передачи [2, с. 21]:

M_n=(0.01…0.02)*a_w=(0.01…0.02)*250=2.5…5 мм

По ГОСТ 9563-80 примем m_n= 4,5мм

Ширина колеса [2,с. 23]:

b_w2= ?_ba* б_w=0.4*250=100 мм

Ширина шестерни [2.с.23]:

b_w1= b_w2+(5…10)=105…110 мм.

По ГОСТ 6636-69 примем b_w2=100 мм, b_w1=110 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев колеса и шестерни в=10⁰

[1,сю21].

Общее число зубьев колеса и шестерни [1,с. 21]:

Z_?=((2*a_w)/m_n)_*cosв=((2*225)/3.5)*cos10⁰=126.62

Примем Z_?=127

Z₂= Z_?/(U+1)=127/(5+1)=21.12

Примем Z₁=21

Z₂= Z_?-Z₁=127-21=106

Уточним угол наклона [1. C. 21]:

cosв= (z1+z2)m/2aw=(21+106)*3.5/2.225=0.9878.

в=8.97^°=8^°58.

Передаточное число[1, с.21].

U_ф==106/21=5.05

Погрешность передаточного числа ?U=0.99%<[?U].

Делительные диаметры колеса и шестерни [1. c. 21]:

d₁=m*Z₁/Cosв= 3.5*21/0.9878=74.41 mm

d₂=m*Z₂/Cosв= 3.5*106/0.9878=375.59 mm

Проверка [1. c 21]:

?_w==225 mm, значит длительные диаметры колеса и шестерни рассчитаны верно.

Диаметр вершин [1. c. 21]:

d_a1=d₁+2*m_n=74.41+2*3.5=81.41 mm

d_a2=d₂+2*m_n=375.59+2*3.5=385.59 mm

Диаметр впадин[1. c. 21]:

d_ѓ1=d₁-2.5*m_n=74.41-2.5*3.5=65.66 mm

d_ѓ2=d₂-2.5*m_n=375.59-2.5*3.5=366.84 mm

Основные геометрические параметры передачи:

б_w=225mm: m_n =3.5mm: Z₁=21:Z₂=106:b_w1=106mm: b_w2=90mm:

3.4 Определение фактической скорости и зацепление

Фактическая окружная скорость [2,с. 24]:

V===0.75 m/c

Где d₁=74.41mm - диаметр шестерни .

Данной скорости соответствует g - и степень точности колес, значит, коэффициенты и крутящий момент не изменятся.



3.5 Проверка зубьев колеса на выносливость по контактным напряжениям

Контактное напряжение [1. c. 23]:

Х_H2= =·=470.5 МПа<Q_HP2

Запас прочности зубьев колеса по контрактным напряжениям составляет

?Q_H2=0.54%<?Q_HP= 15…20% что соответствует ГОСТу 21354-87.

3.6 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба [2, с, 24 табл. 14];

- для шестерни Z_V1=Z₁/Cos³в=21/0,9878³=22 У_F1=3.98

- для колеса Z_V2=Z₂/Cos³в=106/0,9878³=110 У_F2= 3,60

Определим отношение ;

- для шестерни = 67.1МПа

-для колеса =64.2МПа

Проверку по напряжениям изгиба делаем для зубьев колеса, т.к. найденное отношение для него меньшее.

Напряжение изгиба[2. с. 24]

Х_F2===99.6 МПа<Х_FP2.

Запас прочности зубьев колеса составляет ?Х_FP=56.9%. что больше 15…20%, но это допустимо, так как нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью зубьев. Поскольку основная разрушения зубьев закрытых передач- это усталостное поверхностное выкрашивание рабочих поверхностей (Питтинг-процесс ), то запас прочности зубьев по напряжениям изгиба может быть и более 15…20%. Таким образом, спроектированная передача обладает достаточной контактной и изгибной прочностью зубьев.

3.7 Усилия в зубчатом зацеплении

Окружное усилие [2,с.22]:

F_t1=F_t2===6.5кH

Радиальное усилие [2.c.23]:

F_r1=F_r2=Ft1·tg?_w/ Cosв=6.5·tg20^o/0.9878=2.38 кН

Основное усилие[2.c.23]:

F_a1=F_a2=F_t1·tgв=6.5·tg8.97^o=1.0кН

Выводы

Выбран материал и термообработка колеса и шестерни.

определены допустимые напряжения для зубьев колеса и шестерни.

Определены геометрические параметры передачи.

Выполнена проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба и

контактных напряжениям. Зубья прочные.

Определены силы в заценлении.



4 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Корпус литой разъемный, состоящий из основания (картера) и крышки.

Плоскость разъема проходит через ось тихоходного вала. Материал корпуса чугун марки СЧ10.

Основные элементы корпуса:

Толщина стенки корпуса редуктора д=0.025·?_w+1=0.025·225+1=6.63мм, принимаем д=8мм:

Толщина стенки крышки редуктора д₁=0.02·?_w+1=0.02·225+1=5.5мм, принимаем д₁=6мм:

Толщина верхнего пояса корпуса b=1.5·д=1.5·8=12мм:

Толщина нижнего пояса крышки редуктора b₁=1.5·д₁=1.5·6=9мм:

Толщина нижнего пояса корпуса р=2.35·д=2.35·8=18.8мм. принимаем р=20мм:

Толщина ребер основания корпуса m=(0.85…1.0)·д=1·8=8мм:

Толщина ребер крышки m1=(0.85…1.0)·д₁=1·6=6мм:

Диаметр фундаментных болтов:

d₁=(0.03…0.036)·a_w+12=0.033·225+12=19.43мм.

принимаем болты с резьбой М20. Принимаем число фундаментных болтов 6.

Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂=(0.70…0.75)·d₁=(0.70…0.75)·20=14…15мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом:

d₃=(0.5…0.6)·d₁=(0.5…0.6)·20=10…12мм.

Принимаем болты с резьбой М10.

Проверочный расчет подшипника вала редуктора выполним для наиболее нагруженной опоры под действием на него Р_экв по зависимости:

[L_h]_min<L_h<[L_h]max.

где L_h- фактическая долговечность подшипника под действием на него Р_экв:

[L_h]- допускаемая долговечность подшипника, [L_h]=10000-36000 ч (для подшипниковых опор валов зубчатых передач).

Определим реакции опор.

Плоскость УОZ

?М_iB=0; У_А·140-F_r1·70-F_a1·d₁/2=0

У_А=F_r1· + F_a1· = 0.5·2.38+1.0· = 1.46kH

?M_iA=0: У_В·140-F_r1·70+ F_a1·d1/2=0

У_В=F_r1· - F_a1· = 0.5·2.38- 1.0·=0/92kH

Строим эпюру М_Fr

Плоскость XOZ

X_A= X_B = ·F_r1=·6.5=3.25kH

Строим эпюру M_Ft

Суммарные реакции в опорах:

R_A= = = 3.56кН

R_В= = = 3.38кН

Для установки в опоры вала примем подшипники шариковые

Радиальные однорядные №208: d=40mm; D=80mm; B = 18 mm;

C_o =17.8 kH; C= 32.0 kH ГОСТ 8338-75.

Определим эквивалентную нагрузку[3.c.212]:

P_Э=(X·V·R+Y·F_a)·Кб·Кт.

Где V=1- при вращении внутреннего кольца подшипника

Кб- коэффициент безопасности, Кб=1.25[3,с.214 табл. 9.19]

Кт- температурный коэффициент, Кт = 1.05 [3.с.214 табл. 9.20]

Отношение Fa/Co= 1.0/17.8=0.056. e=0.240.

Отношение Fa/Ra= 1.0/3.56=0.28>e=0.240

X = 0.56, Y =1.8, [3,c.213 табл. 9.18]

Тогда :

Р_Э=(0.56·3.56+1.8·1.0)·1.25·1.05=5.0кН.

Номинальная долговечность подшипника в часах[3.с.211]:

L_h=·()=·()=22638 часов, что удовлетворяется условию(1), значит, подшипники № 208 выбраны, верно.



5 ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ И ПРОВЕРКА ИХ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

5.1 быстроходный вал

Расчетная схема узла 1-го вала редуктора



Расчетная схема узла 2-го вала редуктора



5.2 Тихоходный вал

Определим реакции опор.

Плоскость УOZ

У_А=·F_r2-F_a·=0.5·2.38-1.0·=-0.15kH

У_B=·F_r2+Fa·=0.5·2.38+1.0·=2.53kH

Строим эпюру M_Fr

Плоскость XOZ

X_A=X_B=·F_t2=· 6.5= 3.25kH

Строим эпюру M_Ft

Суммарные реакции;

R_A = = = 3.26кН

R_В = = = 4.12кН

Для установки в опоры вала примем подшипники шариковые радиальные однородные № 112; d = 60mm; D = 95 mm; B = 18 mm;

C =29.6 kH; C₀ = 18.3kH ГОСТ 8338-75.

Отношение Fa/C₀=1.0/18.3=0.055 e=0.252

Отношение Fa/R_B=1.0/4.12=0.243<e=0.252

Значение коэффициентовX=1. Y=0 [3.c.213табл.9.18]

Эквивалентная нагрузка;

P_Э=4.12·1.05·1.6=6.92кН

Номинальная долговечность. ч;

L=·()= 29437ч что удовлетворяет условию (1). Подшипники

№ 112 выбраны, верно.



6 ВЫБОР ШПОНОК И ПРОВЕРКА ИХ НА СМЯТИЕ

В шпоночных соединениях применяют призматические шпонки со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. Шпонки изготовлены из стали 45 нормализованной.

6.1 Быстроходный вал

Шпонка в сечении А-А.

Шпонка выбирается в зависимости от диаметра хвостовика, в данном случае диаметр хвостовика равен 35мм, следовательно. Выберу шпонку 10х8х50мм по ГОСТ 23360-78.

b=10 мм, h=8 мм, l=5,0 мм, t₂=3,3 мм.

Для удобства установки установки полумуфты на хвостовик применяют шпонку с одним плоским торцом, которую совмещают с торцевой поверхностью вала. Проверяю шпонку на смятие её боковых граней (по рабочей длине) [3,с. 304]

Х_см?[Х_см],

где [Х_см]?100МПа [3,с.270].

Условие прочности [3,с.270]:

Х_см===98.1МПа<[Х].

Полученное значение Х_см удовлетворяет условию (2), следовательно, достаточно одной шпонки для передачи вращающего момента.

Запас прочности шпонки по напряжениям смятия ?Х_см=1,9%

6.2 Тихоходный вал

Шпонка в сечении Б-Б.

Диаметр вала 65мм. Размеры шпонки bxhxl=18x11x100: t₁=7mm.

Напряжение смятия:

Х_см==96,3МПа<[Х]=100 МПа- шпонка прочная.

Шпонка в сечении В=В.

Диаметр вала 55мм. Размеры шпонки bxhxl=16x10x110; t₁=6mm.

Напряжение смятия:

Х_см== 94,7МПа<[Х]=100МПа- шпонка прочная.



7 УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса

прочности S в опасных сечениях и сравнении их с требуемым (допускаемым) значением [S].

Прочность соблюдена при условии[3, c.161]:

S?[S],

[S]=1,7 ?? ? 2,5.

Расчет будем производить при следующих допущениях;

а) нормальные напряжение от изгиба изменяются по симметричному циклу:

б) касательные напряжения от кручения изменяются по отнулевому (пульсирующему) циклу.

7.1 Быстроходный вал

Вал имеет восемь сечений с концентраторами напряжение (рисунок 2). Наиболее опасными являются сечения А-А - самое ослабленное, Б-Б - самое нагруженное.

Материал вала сталь 40Х, термообработка-улучшение,Х_в=795МПа [2,с.16].

Предел выносливости при симметричном цикле

-изгиба [3,с.162].

(Х-1)=0,35·Х_в+95=0,35·795+95=373МПа.

-кручение [3,с.164]

ф-1=0,58·Х_-1=0,58·373=216МПа.

Сечение А-А (рисунок 2).

Нагрузкой является вращающий момент, концентратор напряжение- шпоночных паз. Расчетный диаметр вала d =35мм.

Нахожу коэффициент запаса прочности [3,с.164]:

S_ф=, где

ф₁-предел выносливости стали при кручении;

k - эффективный коэффициент концентраций при кручении;

?_r - масштабный фактор для касательных напряжений при кручении;

в- коэффициент упрочнение;

ф_а- амплитудное значение касательных напряжений;

ш_r- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;

ф_m- среднее значение касательных напряжений.

Среднее и амплитудное значение касательных напряжений определяют по формуле [3,c.166];

ф_a-ф_m-

W_{к нетто}- полярный момент сопротивления сечения вала.

W_{к нетто}- -

Из(5);

W_{к нетто}= - =7771мм

Напряжения в опасных сечениях по (4),

ф_а=ф_м==15.5 МПа,

здесь Т₁=240 Н·м- крутящий момент на быстроходном валу.

Определим остальные коэффициенты [3,с.165-167];

k_r=1,7; ?_r=0,7; в=1; ш=0,1.

Из(3);

S_r==5,3>[S].

Из этого можно сделать вывод, что вал имеет большой запас прочности.

Сечение Б-Б (рисунок 2).

Нагрузкой является крутящий и максимальный изгибающий моменты.

Концентратор напряжения - зубья шестерни. Расчетный диаметр вала df=65,66мм.

Максимальный изгибающий момент;

M_max = = 249H·m.

Общий запас прочности в сечении Б-Б [3.с.162]

S=?[S] (6)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [3.с.162]

S_a= (7)

Напряжение изгиба [3.с.163]

Х_а=;

W- момент сопротивления сечения вала при изгибе,

- при изгибе

W ==27777mm.

-при кручении

W==55554mm.

Из(8);

Х_a = = 8,96 MПа

Из(4)

ф_а=ф_м==2.2МПа

Определим коэффициенты [3.с.165-167]

=4.1. =3.8.

в=1; Х_м=0; Ш_в=0.2; ш_ф=0.1.

коэффициент запаса по направлениям изгиба из(7);

S_Х==10,2.

Коэффициент запаса по контрактным напряжениям из (3);

S_ф==21,1 из(6);

S== 9,18>>[S], следовательно вал имеет достаточный запас прочности. Это связано с тем, что шестерня изготовлена заодно с валом и тогда геометрическая характеристика вала в этом сечении значительно превосходит те, которые были получены при расчете на кручение.

Все сечения вала имеют достаточный запас усталостной прочности, следовательно, быстроходный вал редуктора сконструирован прочным.

7.2 Тихоходный вал

Материал вала примем сталь 45. Термообработка - нормализация с

НВ 165 …215 и Х_в=600 МПа [2.с.17-18].

Предел выносливости при симметричном цикле

- изгиба[3,с.162]

Х- 1=0.43·Х_в=0.43·600=258МПа.

- кручения [3,с.164]

ф_-1=0.58·Х_-1=0.58·258=150МПа.

Сечение Б-Б. Самое нагруженное сечение. Концентрация напряжений обусловленная наличием шпоночной канавки. Нагрузка - крутящий момент Т₃ и изгибающий момент М_и. расчетный диаметр d=65мм.

Осевой момент сопротивления:

-при изгибе [3.с.165];

W_нетто= - = - = 23687мм

При кручении [3.с.165];

W_Kнетто= - = - = 50635 мм

Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б;

M_Б-Б= = 288.3Нм

Амплитуда цикла нормальных напряжений;

Х_v=^Б-Б = = 12.2МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_v= ф_M== = 11.4МПа

Определим коэффициенты[3.с.163-168]

К_Х=1.6; К_ф=1.5; ?_Х=0.76; ?_ф=0.65; в= 0.9;ш=0.1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [3.с.162];

S_Х= = = 9.1

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям[3.с.164];

S_ф= = =4.9

Общий коэффициент запаса прочности [3.с.162];

S= = 4.31>[S]- вал прочный.

Сечение В-В. Самое ослабленное сечение. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Нагрузка - крутящий момент Т₃. В данном сечении действует только касательные напряжения. Расчетный диаметр d=55мм.

Осевой момент сопротивления;

W_Кнетто= - = 30556мм

Тогда;

ф_v=ф_m= = = 18.8МПа

определим коэффициенты [3.с.163-166]

К_ф=1.5; ?_ф=0.82; в=0.9; ш=0.1.

Коэффициент запаса прочности;

S=S_ф= = 3.74>[S] - вал прочный.

Сечение Г-Г. Концентрация напряжений обусловлена натягом от посадки внутреннего кольца подшипника. Который может возникнуть при напрессовки подшипника на вал. Нагрузка - крутящий момент Т₃. Расчетный диаметр d=60мм.

W_K= = =42390mm

ф_v=ф_m= = = 13.6MПа

Значение для d_n=60мм при Х_в=600МПа и давлении напрессовки

p?20 МПа равно 2.7 [3.с.166].

Тогда = 0.6·+0.4 = 2.02

Определим остальные коэффициенты

в=0.9; ш_ф=0.1.

коэффициент запаса прочности;

S=S_ф = =4.70>[S] - вал прочный.

Таким образом, во всех опасных сечениях вала коэффициенты запаса прочности больше допускаемого, прочность вала по сопротивлению усталости обеспечена.

Выводы

Выбраны подшипники на быстроходный вал № 208 и на тихоходный вал № 112.

Проведен расчет подшипников на долговечность.

Сконструирован вал -шестерня.

Сконструирован тихоходный вал.

Проведен расчет вала в опасных сечениях. Вал прочный.



8 ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности износа деталей, а также для лучшего отвода тепла и защиты от коррозии применяют различные способы и виды смазки. По способу подвода смазочного материала к трущимся поверхностям деталей различают картерную и циркуляционную системы смазки.

Картерная смазка применяется при окружной скорости в зацеплениях колес передач от 1.0 до 12.5 м/с и осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса редукторной передачи. Допустимыми уровнями погружения зубчатых колес в масляную ванну принято считать минимально- на величину модуля зацепления, а максимально - до половины радиуса колеса (от «m» до 0.25·d2) [4,с.148]. выбор сорта смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип выбора следующий - чем больше окружная скорость в зацеплении, тем меньше должна быть вязкость масла. Одновременно, чем выше уровень контактных напряжений на рабочих поверхностях зубьев. Тем большей вязкостью должна обладать смазка. Поэтому выбор сорта смазывающего материала осуществляют в зависимости от этих двух параметров ; окружной скорости в зацеплении и уровня контактных напряжений в два этапа;

1) определяют требуемую вязкость смазки по величине окружной скорости и контактных напряжений [4.с.148, таблица 11.1];

2) определяют марку масла в зависимости от его вязкости [4,с.148. таблица 11.2].

Картерный способ смазки ввиду его большой надежности и простоты является самым распространенным. Основным недостатком этого способа является то, что масло при эксплуатации редукторной передачи принудительно не охлаждается и не фильтруется. Это ведет к быстрому окислению масла и снижению качества его смазывающей способности.

Подшипниковые узлы при картерном способе смазки зацеплений смазывают одним из двух способов в зависимости от величину окружной скорости в зацеплении зубчатых колес.

1) При v>м/с - за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами- брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок крышки и корпуса редуктора, эти стекающие капли масла попадают в подшипники и смазывают их.

2) При V<1м/с консистентной смазкой, закладываемой при сборке узла. Подшипник в этом случае изолирован от картера мазеудерживающим кольцом, а от окружающей среды- подшипниковой крышкой.

В косозубых передачах при малых размерах шестерен (в случае вписывания шестерни в габарит подшипника) подшипник рядом шестерней защищают маслоотражательным кольцом. Установка кольца позволяет защитить подшипник от продуктов износа зубчатых колес, а также от действия направленного потока масла, сбрасываемого в сторону подшипника зубьями шестерни из зоны зацепления.

В сконструированном редукторе использован картерный способ смазки зацеплений. Параметры смазки приведены в таблице 3. Расчет требуемого количества масла произведен по зависимости V=(0,5…0,8)·Рдв, дм³. Минимальный и максимальный уровни масла рассчитаны путем деления минимального и максимального объема масла на площадь основания картера редуктора. Результаты вычислений сведены в таблицу 3.

Таблица 3- основные характеристики смазки зацеплений и опор валов редуктора

Окружная скорость в зацеплениях	0,75 м/с
Максимальное контактное напряжение	470,3МПа
Сорт применяемого масла	Индустриальное И-30А
Кинематическая вязкость масла	34·106 м2/с
Объем масляной ванны	V min= 2,75 дм3 Vmax=4,4 дм3
Минимальный уровень масла	19мм
Максимальный уровень масла	30мм
Способ смазки подшипниковых узлов	Разбрызгиванием



9 СБОРКА РЕДУКТОРА

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

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

На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80^о-100^оС.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагреты в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов, затягивают болты крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипников комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые манжетные уплотнения. 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. Затем ввертывают пробки маслоспускного отверстия и уровня масла.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстия крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

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



ЛИТЕРАТУРА

1. Н.Н Эльяш Задание и методические указание к выполнению курсового проекта по дисциплине «Теоретическая и прикладная механика». Екатеринбург. ФГАОУ ВПО «Рос, гос, проф-пед университет, 2013,39с.

2. Н.Г. Новгородова, Л.Ф. Инжеватова, Е.С. Гурьев. Методические указания к расчету зубчатых и червячных передач по дисциплинам « детали машин». «Техническая механика» и « Теоретическая и прикладная и прикладная механика». Екатеринбург. Рос.гос.проф-пед.ун-т, 2003.-48с.

3. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальных техникумов С.А, Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. -2- е изд, перераб и доп.-м, Машиностроение, 1988-416с.

Размещено на Allbest.ru

...