Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю
3. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Принимаем однорядную роликовую цепь.
Принимаем число зубьев малой (ведущей) звёздочки:
Z5=29-2u=29−2•4,03=20,94
принимаем z5=21
Определим число зубьев большей звёздочки
Z6=z5•uцеп=21•4,03=84,63
принимаем z6=85
Фактическое передаточное число:
u΄цеп= z6/z5=85/21=4,048
отклонение составляет 0,44%
По табл 7.18 [ 4 ] по величине n2= =140 об/мин
принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [pц]=30 МПа
Расчетные коэффициенты по [ 4 ,c.149 ]:
Кд=1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкие
толчки при работе) ;
Кс=1,5- коэффициент способа смазки (периодическая
смазка);
КΘ=1,0 – коэффициент угла наклона линии центров
(угол наклона Θ=60º);
Крег=0,8- коэффициент способа регулировки
натяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);
Кр=1,25 – коэффициент периодичности работы (работа
в две смены).
Коэффициент эксплуатации
Кэ= Кд •КΘ •Крег
•Кр •Кс =1,2•1,5•1,2•0,8•1,0=1,8
Шаг цепи из условия износостойкости шарниров цепи
Рц≥2,8
Где момент на ведущей звездочке:Т2= 163,3 Н·м
По табл. 7.15 [ 3 ] принимаем стандартную цепь с шагом р=25,4
мм и параметрами Аоп=179,7 мм2; q=2,6 кг/м
Проверяем условие п3≤п3max по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4
мм п1ma=1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140<1000).
Определяем среднюю скорость цепи
υ=(р •z1 •ω3)/(2π)=(25,4•10-3•21•14,65)/(2•3,14)=1,244
м/с
Окружную силу, передаваемую цепью:
Ft.ц=P2 / υ=2392/1,244=1922 Н.
Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:
pц=FtКэ/Аоп=1922•1,8/179,7=19,26
МПа
Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давление
в шарнирах цепи [pц]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие
pц< [pц] (19,26<26) выполняется.
Принимаем межосевое расстояние:
ацеп=40р=40•25,4=1016 мм.
длина цепи в шагах
lр=2а +0,5(z5+z6)+р(z6−z5)2/(4•a•π2)=
2•40+0,5(21+85)+(85−21)2/(3,142•4•40)=135,6
Принимаем lр=136.
Уточненное значение межосевого
расстояния ар с учетом стандартной длины цепи lр.
ац= 0,25t [(lр- W) + ],
где
w = 0,5(z5+z6)= 0,5 • (85 + 21) = 53
у= (z6−z5)/2π
= (85− 21) /(2•3,14)= 10,2
ацеп=0,25•25,4[(136−53)
+ ] =1021
мм
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность
уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1021•0,004=4,1 мм.
Диаметры делительных окружностей звездочек:
dд5=t/sin(180º/z5)=25,4/sin(180º/21)=170,42,6
мм
dд6=t/sin(180º/z6)=25,4/sin(180º/85)=687,39
мм
Диаметры наружных окружностей звездочек при d1=15,88мм – диаметр ролика цепи :
Dе5=t(ctg(180º/z5)+0,7) – 0,31d1=25,4(ctg(180º/21)+0,7)−
0,31•15,88=181,38 мм
Dе6=t(ctg(180º/z6)+0,7) – 0,31d1=25,4(ctg(180º/85)+0,7)−
0,31•15,88=699,77 мм
Сила действующая на цепь:
окружная Ft.ц= 1922 Н.
центробежная Fv= υ2• q=2,6•1,2442=4,0 Н
от провисания цепи при коэффициенте
провисания кf=1,4 при
угле наклона передачи 60º
Ff= 9,81 кf• q• ацеп=9,81•1,4•2,6•1,021==36,5
Н
Расчетная нагрузка на валы:
Fв.ц= Ft.ц+2• Ff=1922+2•36,5=1995 Н
Коэффициент запаса прочности:
Нормативный коэффициент запаса
прочности по табл. 7.19 [4] s=8,1.
Условие прочности s > [ s ] выполняется.
4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Проектный расчёт валов редуктора
проводим по пониженным допускаемым напряжениям на кручение
Ведущий вал
Диаметр выходного конца вала при
допускаемом напряжении на кручение
У выбранного электродвигателя диаметр
вала dдв = 32 мм
Принимаем dв1=dдв =32 мм
Под подшипники принимаем dп1==35
мм
Шестерню выполняем за одно целое с
валом.
Ведомый вал
Диаметр выходного конца вала при
допускаемом напряжении на кручение
Принимаем dB2=40 мм.
Диаметр под подшипниками dп2=45
мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом dk2=50
мм.
Диаметры остальных участков валов
назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновки редуктора.
5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ
ПАРЫ РЕДУКТОРА
Вал – шестерня
Шестерню выполняем за одно целое с
валом, ее размеры:
Конструкционные размеры зубчатого
колеса
Зубчатое колесо кованное, размеры
венца зубчатого колеса:
Диаметр ступицы колеса
Dст2=1,6dк2=1,6∙50=80
мм
Длина ступицы колеса:
Lст2=(1,2…1,5) dk2=(1,2…1,5)∙50=60…75мм
Принимаем Lст2= 60 мм
Толщина обода
Принимаем σ0=8 мм
Толщина диска
Принимаем С=14 мм.
6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И
КРЫШКИ РЕДУКТОРА
Толщина стенок корпуса и крышки:
Принимаем δ=8 мм
Принимаем δ0=8 мм
Толщина поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса крышки
b=1,5δ=1,5∙8=12мм
b1=1,5δ=1,2∙8=12мм
Нижнего пояса корпуса:
р=2,35∙δ=2,35∙8=18,8мм
Принимаем р=20мм
Диаметр болтов:
фундаментных
d1=(0.03...0.036)∙aw+12=(0,03…0,036)∙112+12=15,36...16,032мм,
принимаем болты с резьбой М16;
крепящих крышку к корпусу у
подшипников
d2=(0,7...0,75) d1=(0,7…0,75)∙16=11,2...12мм,
принимаем болты с резьбой М12;
соединяющих крышку с корпусом
d3=(0,5…0,6) d1=(0,5…0,6)∙16=8…9,6мм,
принимаем болты с резьбой М8
7. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Первый этап компоновки редуктора
проводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительно
опор для определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертёж выполняем в
одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе
1:1.
Примерно по середине листа
параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две
вертикальные линии – оси валов на расстоянии aw=112 мм.
Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо
в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы
колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
принимаем зазор между торцом ступицы
колеса и внутренней стенкой корпуса
А1=1,2∙ δ=1,2∙8=10
мм;
2)принимаем зазор от окружности
вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ =8 мм;
3)принимаем расстояние между наружным
кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ =8 мм.
Предварительно намечаем радиальные
шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала в
месте посадки подшипников:
Таблица 3 - Предварительный подбор
подшипников для валов редуктора.
Вал |
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
B |
Грузоподъёмность, кН |
Размеры, мм |
Сr
|
С |
ведущий |
207 |
35 |
72 |
17 |
25,5 |
13,7 |
ведомый |
209 |
45 |
85 |
19 |
33,2 |
18,6 |
Решаем
вопрос о смазывании подшипников. Принимаем пластичный смазывающий материал, так
как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для
предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким
маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина
определяется по размеру У=12 мм.
Измерением
находим расстояние на ведущем валу l1=54,5 мм,
на ведомом l2=55,5 мм.
Принимаем l1= l2=55 мм.
8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ
РЕДУКТОРА
Из расчетов и компоновки: Ft=1750 Н, Fr=660 Н, Fа=481 Н, l1=l2=55 мм,
d1=37,33 мм, d2= 186,67 мм.
Ведущий вал
Определяем предварительно консольную нагрузку от муфты,
действующую на выходном конце вала (табл. 6.2./2/):
Fм=80=80 =466 Н
Принимаем lм=65 мм.
Вычерчиваем расчетную схему
нагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем
символом 2.
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы Ft:
Н;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в
характерных сечениях:
МУ1= МУА= МУ2=0; МУВ=
R1Хּ l1 = 875·0,055=48 Нּм
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил Fr и Fа:
∑ МХ1=0; R2yּ 2 l1 - Frּ l1 - Fа= 0,
∑ МХ2=0; - R1yּ2l1 + Frּ l1 – Fа = 0,
Н.
Н,
Проверка:
∑Fy=0; R2У + R1У - Fr1 = 248+412−660= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов:
МХ1=МХ2=0; МХВЛ =R1y l1 =248 ּ0,055=13,6 Нּм;
МХВл = R1yּ l1 + Fа·d1/2=248ּ0,054
+481·0,03733/2=22,7 Нּм
Определяем реакции опор от силы Fм:
∑М1=0; - Fмּlм + R2мּ2ּl1 =0;
∑М2=0; - Fм(lм+2ּl1) +R1мּ2ּl1=0;
Н;Н.
Проверка:
∑Х=0; R1м+ Fм – R2м= 466+275 –741= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов МFм в характерных сечениях:
МА= М1=0; М2= Fм ּ lм = 466ּ0,065= 30,2 Нּм;
МВ = Fрּ(lр+ l1)−R1м ּl1= 466ּ(0,065+ 0,055)−741
ּ0,055=
15,1 Нּм
Строим эпюру крутящих моментов: Мк=Т1=34
Нּм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как
направление действия силы Fм неизвестно, то принимаем случай,
когда реакции от действия силы Fм совпадают по направлению с
суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении зубчатой передачи:
Н,
Н.
Для принятого подшипника 207 Сr=25,5 кН и С0=13,7 кН
Определяем отношение Rа/Со=481/13700=0,035 (коэффициент осевого
нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю
осевую нагрузку отношение Rа/Rr2=481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент
радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.
Принимаем коэффициенты:
V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;
К δ =1,2 – коэффициент безопасности при
легких толчках (табл. 9.4 /2/);
К τ =1 – коэффициент температурныйt<100ºC (табл. 9.5. /2/).
Определяем эквивалентные нагрузки:
Re 2=(Rr2ּVּХ+ RаּY)ּК δ
ּК τ =(1242·1ּ0,56+
481ּ1,92)1,2 ּ1=1943 H
Re1=Rr1·VּК δ ּК
τ =1651∙1∙1,2 ּ1=1981
H.
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного
подшипника 1:
20ּ103
ч,
ч.
Долговечность подшипников соблюдается.
Ведомый вал
Силу от цепной передачи раскладываем на составляющие:
Fцеп Г =Fцеп·cos 60º=1995•0,5=998 H
Fцеп В =Fцеп·sin 60º=1995•0,866=1728 H
Принимаем lц=50 мм.
Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис. 7.2,)
Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 4.
Определяем опорные реакции от силы Ft и Fцеп Г в горизонтальной плоскости:
∑ М4=0; RГ32 l2+Ft ·l2−Fцеп
Г)2·l2 + lц) = 0,
∑ М3 =0; RГ42l2 −Ft l2−Fцеп
Г lц= 0,
Проверка
∑X= Ft +RГ3−RГ4−Fцеп Г =1750+577−1329−998=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в
характерных сечениях:
МУД= МУ4=0; МУС= −R Г4• l2 = −1329•ּ0,055=−73,1
Нּм
My6=−Fцеп
В lц =−998•0,05=−49,9 Н•м
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости от сил Fцеп Г, FrТ и FаТ.
∑ М3=0 ; R4В•2 l2 −Fr l2−Fцеп В lц −Fа•d2/2 –= 0,
∑ М4 =0 ; R3В•2 l2 +Fr l2− Fцеп
В) 2 l2 + lц) −Fа•d2/2 = 0,
Проверка
∑Y= R4В−R3В+ Fцеп В – Fr=1523−2591+1728−660=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в
характерных сечениях:
МХД= МХ4= 0; МлХС=
R4Вּ l2 =1523•0,055= 83,76 Нּм
МпХК= R4Вּ l2 - Fа•d4/2 =1523•0,055−481•0,18667/2=
38,87 Нּм
MX6 = Fцеп Г
ּlц =1728·0,05=86,4 Н•м
Строим эпюру крутящих моментов: Мк=Т2=163,3
Нּм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции:
Н,
Н.
Для принятого подшипника 209 Сr=33,2 кН и С0=18,6 кН
Определяем отношение Rа/Со=481/18600=0,026 (коэффициент осевого
нагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение Rа/Rr4= =481/2021=0,24>е=0,22, то
принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.
Принимаем коэффициенты:
V=1; К δ =1,2; К τ =1.
Re3=Rr3ּVּХּ
К δ ּК τ = 2655ּ1ּ1,2 ּ1=3186 H,
Re4=(Rr4ּVּХ+
Y ∙ Fа)·К δ
ּК τ =(2021·1∙0,56+2,02·481)∙1,2 ּ1=2524 H
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного
подшипника 3:
30ּ103
ч,
ч.
Долговечность подшипников соблюдается.
9. ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ
Второй этап компоновки имеет целью
конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, подшипниковые узлы и подготовить
данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо по
конструктивным размерам найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с
валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии, удалённые от
середины редуктора на расстояние l1. используя эти осевые линии,
вычерчиваем в разрезе подшипники качения;
б) вычерчиваем накладные крышки
подшипников с регулировочными прокладками.
в) Переход вала от диаметра d=35 мм к
присоединенному концу d=32 мм выполняем на расстоянии 3.. 5 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица полумуфты не касалась их.
Длина присоединительного конца вала
d=32 мм определяется длиной ступицы полумуфты.
Аналогично конструируем узел ведомого
вала:
а) для фиксации зубчатого колеса в
осевом направлении предусматриваем уплотнение вала с одной стороны и
устанавливаем распорную втулку, с другой стороны, место переход вала от d=45 мм
к d=50 мм смещаем внутрь ступицы колеса на 2-3мм с тем, чтобы гарантировать
прижатие втулки к торцу ступицы а не к заплечнику вала;
б) отложив от середины редуктора
расстояние l2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;
в) вычерчиваем врезные крышки
подшипников с регулировочными кольцами.
На ведущем и ведомом валах применяем
шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360 – 78. Вычерчиваем
шпонки, принимая длины на 5-10 мм меньше длины ступиц.
10. ПОДБОР МУФТЫ
Для соединения входного вала
редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую со звёздочкой . Муфта
состоит из двух полумуфт специальной формы между которыми устанавливается
резиновая звездочка.
Материал полумуфт – чугун – СЧ 20 ,
звездочки – специальная резина.
Вследствие небольшой толщины
резиновой звездочки муфта обладает малой податливостью, компенсирующая
незначительные смещения валов.
Радиальное и угловое смещение валов
снижают долговечность резиновой звездочки, нагружая валы дополнительной
изгибающей силой.
Муфту подбираем по ГОСТ 14084 – 76
(1), табл. 11.5 по диаметру вала в месте посадки dдв=32 мм и dв1=32 мм Принимаем муфту с максимально
передаваемым моментом [T]=125
H∙м
Проверяем выбранную муфту по расчётному
моменту:
Где Т – номинальный момент на валу
К – коэффициент перегрузки, зависящий
от типа машины и режима её работы; К=1,5
Принимаем исполнение полумуфт на
короткие цилиндрические концы валов: Длина полумуфт l=58 мм
Обозначение муфты
Муфта упругая со звёздочкой 125−32−2−У3
ГОСТ 14084-76
11. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ
РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем шпонки для соединения
выходного конца ведущего вала со шкивом, для соединения ведомого вала с
зубчатым колесом. Ступица шкива ременной передачи – чугунная. Выбираем шпонки
призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины и
длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (1), табл. 8.9
Материал шпонок – сталь 45
нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности
по формуле:
Допускаемые напряжения смятия при
стальной ступице =100-120МПа, при чугунной - =50-70 МПа
Ведущий
вал
Момент на ведущем валу редуктора Т2=34
Н∙м
dВ1=32 мм
bхh=10х8 мм
t1=5,0 мм
длина шпонкиl=50 мм (при длине
ступицы полумуфты lст=58 мм)
Материал полумуфты
чугун СЧ20.
Ведомый
вал
Момент на ведомом валу редуктора Т2=163,3
Нм.
Проверяем шпонку под зубчатым колесом:
dк2=50 мм.
bхh=14х9 мм.
t1=5,5 мм.
Длина шпонки l=50 мм (при длине
ступицы колеса lст=60 мм).
Материал колеса Сталь 40Х.
Проверяем шпонку под полумуфтой
dВ2=40 мм
bхh=12х8 мм
t1=5,0 мм
l=50 мм (принимаем длину ступицы
звездочки 60 мм)
Материал звездочки – легированная
сталь.
Прочность шпоночных соединений
соблюдается.
12. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Примем, что нормальные напряжения от
изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по
отнулевому (пульсирующему).
Уточнённый расчёт состоит в
определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их
с допускаемыми значениями [Ѕ].
Ведущий вал
Материал вала сталь 40Х. твёрдость не
менее 280 НВ. Пределы выносливости по табл. 3.16[3] σВ=900 МПа.
σ-1=410 МПа,τ-1=240
Мпа.
Проверяем сечение под подшипником ‹ 2
›.
По построенным эпюрам определяем
суммарный изгибающий момент
М1 =30,2 Нּм;
Крутящий момент в сечении вала Т1=34
Нм.
Осевой момент сопротивления сечения :
Полярный момент
Амплитуда нормальных напряжений,
изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений,
изменяющаяся по нулевому циклу:
концентрация обусловлена посадкой
внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом
;
находим отношение Кσ/Кd
и Кτ/Кd для вала в местах напресовки деталей по
табл. 11.2 (2), при dп2=35 мм и σВ=900МПа путём
линейной интерполяции
Кσ/Кd =3,85
Кτ/Кd=2,65
Коэффициент влияния шероховатости
поверхности по табл. 11.4 (2) Кf=1,5
Тогда
КσД=3,85+1,5-1=4,35
КτД=2,65+1,5-1=3,15
Определяем коэффициент запаса
прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ=σ-1/ КσД•σа=410/4,35•7,1=13,3
Sτ =τ-1/ КτД•τа=240/3,15•2,0=38,1
Результирующий коэффициент запаса
прочности для сечения вала под колесом:
S=Sσ•Sτ/
Прочность обеспечивается.
Значительное превышение обусловлено
тем, что диаметр вала был значительно увеличен.
Сечение под шестерней:
По построенным эпюрам определяем
суммарный изгибающий момент;
Осевой момент сопротивления сечения с
учётом зубьев шестерни:
dа=40,33 мм df=33,73 мм;
5076 мм3
Полярный момент
Амплитуда нормальных напряжений,
изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений,
изменяющаяся по нулевому циклу:
Концентрация напряжений обусловлена наличием зубьев шестерни.
Коэффициент снижения пределов
выносливости определяем по формулам:
;
Для эвольвентных зубьев находим
значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.2 (2).
Для стали при σВ= 900
МПа по табл. 11.2 (2) находим: Кσ=1,7; Кτ=1,55
Коэффициент влияния шероховатости
поверхности по табл. 11.4 (2) Кf=1,5
Коэффициент влияния абсолютных
размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при d3=37,33 мм для
легированной стали: Кdσ=0,86 и Кτd=0,74
Коэффициент влияния поверхностного
упрочнения по табл. 11.5 (2); Ку=1,65
Тогда Кσ=(1,7/0,86+1,5−1)/1,65=1,5
Кτ=(1,55/0,74+1,5−1)/1,65=1,57
Определяем коэффициент запаса
прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ= σ1/ Кσσа=410/1,5•13,4=20,4
Sτ=τ-1/ КτД•τа=240/1,57•2,2=69,5
Результирующий коэффициент запаса
прочности для сечения вала под шестерней:
S=Sσ•Sτ/
Значительное превышение обусловлено
диаметром шестерни
Ведомый вал
Материал вала принимаем по табл. 3.16
[3] сталь 45. Диаметр заготовки неограничен; твёрдость не менее 200 НВ. Пределы
выносливости σ-1=250МПа,
τ-1=150Мпа
Сечение под зубчатым колесом.
Определяем суммарный изгибающий
момент.
Крутящий момент в сечении вала Т2=163,3
Нм
Осевой момент сопротивления сечения с
учётом шпоночного паза:
d=50 мм, b=14 мм, t=5,5
мм
Полярный момент
Амплитуда нормальных напряжений,
изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений,
изменяющаяся по нулевому циклу:
Концентрация напряжений обусловлена
наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом. При наличии на
валу двух концентратов напряжения находим коэффициент снижения пределов
выносливости для каждого концентратора в отдельности и за расчётные принимаем
коэффициенты, которые имеют большее значение снижения пределов выносливости.
Коэффициент снижения пределов
выносливости определяем по формулам:
(без поверхностного упрочнения вала (Кv=1)
Для шпоночного паза находим значение
эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.3(2).
Для стали при σВ=560МПа
по табл. 11.3(2) находим линейной интерполяцией: Кσ=1,69; Кτ=1,46
Коэффициент влияния шероховатости
поверхности по табл. 11.4 (2)Кf=1,05
Коэффициент влияния абсолютных
размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при dк2=50 мм
Кdσ=0,81 Кτd=0,70
Тогда КσД=1,69/0,81+1,05-1=2,14
КτД=1,46/0,70+1,05-1=2,14
От установки колеса на валу с
натягом, коэффициент снижения пределов выносливости в местах напрессовки колеса
на вал находим по отклонению
Кσ/Кd и Кτ/Кd
по табл. 3.17(3), при dк2=50мм и σВ=560МПа путём
линейной интерполяции принимаем: Кσ/Кd =3,45 Кτ/Кd=2,55
Тогда КσД=3,45+1,05-1=3,5
КτД=2,55+1,05-1=2,6
В дальнейших расчётах принимаем КσД=3,5
; КτД= 2,6 от установки колеса на валу с натягом.
Определяем коэффициент запаса
прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ= σ1/ КσД•σа=250/3,5•10,1=7,1
Sτ =τ-1/ КτД•τа=150/2,6•3,5=16,5
Результирующий коэффициент запаса
прочности для сечения вала под колесом:
S=Sσ•Sτ/
Прочность вала обеспечивается.
Проверяем сечение вала под
подшипником 3.
Суммарный изгибающий момент
Крутящий момент в сечении вала Тз=163,3
Нм.
Осевой момент сопротивления сечения :
Полярный момент
Амплитуда нормальных напряжений,
изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений,
изменяющаяся по нулевому циклу:
концентрация обусловлена посадкой
внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом
;
находим отношение Кσ/Кd
и Кτ/Кd для вала в местах напресовки деталей по
табл. 11.2 (2), при dп2=45 мм и σВ=560 МПа путём
линейной интерполяции
Кσ/Кd =3.35
Кτ/Кd=2,45
Тогда КσД=3,35+1,05-1=3,6
КτД=2,45+1,05-1=2,5
Определяем коэффициент запаса
прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ= σ-1/ КσДσа=250/3,6•11=6,3
Sτ =τ-1/ КτД•τа=150/2,5•4,5=13,3
Результирующий коэффициент запаса
прочности для сечения вала под колесом:
S=Sσ•Sτ/
Прочность обеспечивается.
13. ВЫБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
РЕДУКТОРА
электродвигатель кинематический привод редуктор
Посадки назначаем в соответствии с
указанными данными в табл. 10.13 (3).
Посадка зубчатых колёс на вал Н7/р6;
посадка звездочки цепной передачи на
вал редуктора Н7/h6;
посадка полумуфты Н7/h6;
распорные втулки Н7/h6;
мазеудерживающие кольца, Н8/m8;
распорные кольца, сальники Н8/h8;
шейки валов под подшипники выполняем
с отклонением вала К6;
отклонение отверстий в корпусе под
наружные кольца подшипников по Н7.
14. СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА
Смазывание зубчатого зацепления производится
окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня,
обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба.
Объём масляной ванны V определяем из
расчёта 0.5 л на 1 кВт передаваемой мощности:
V=0,5∙2,491=1,246 л
По табл. 10.8 (3) устанавливаем
вязкость масла. При контактных напряжениях σН=450,1 МПа и
скорости V=1,37 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34∙10-6
м2/с.
По табл. 10.10 (3) принимаем масло
индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняем
пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 (3)), закладываемым при
монтаже передачи.
15. 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 мазеудерживающие
кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100оС;
в ведомый вал закладывают шпонки и
напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурт вала; затем надевают распорную
втулку и устанавливают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники,
предварительно нагретые масле.
Затем ставят крышки подшипников.
Перед постановкой сквозных крышек в
проточки закладывают манжетные уплотнения пропитанные горячим маслом.
Собранный ведущий вал устанавливают в
крышку корпуса редуктора .
Собранный ведомый вал укладывают в
основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно
поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают
крышку на корпус с помощью двух конических штифтов. Проверяют проворачивание
валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от
руки)
Далее на выходные концы ведомого и
ведущего валов в шпоночные канавки закладывают шпонки, устанавливают звёздочку
и полумуфту.
Затем ввёртывают пробку
маслоспускного отверстия с прокладкой.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ
А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин - М:
Высшая школа, 1991.
Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин - М: Высшая школа,
1987.
С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. М -
Машиностроение, 1988.
А.И. Аркуша, М.И. Фролов. Техническая механика. М – Высшая школа,
1983.
|