Проектирование одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора

Задание на проектирование

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

Полезная сила, передаваемая лентой конвейера, Fл = 8,55 кН; скорость ленты v_л = 1,3 м/с; диаметр приводного барабана D_б = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации (K_HL =1); работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

По табл. 1 примем: КПД пары цилиндрических зубчатых колес з₁ = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, з₂ = 0,99; КПД открытой цепной передачи з₃= 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, з₄= 0,99.

Общий КПД привода з = з₁* з₂²* з₃* з₄= 0,98*0,99^2*0,92*0,99 = 0,875.

Мощность на валу барабана N_б = F_л*v_л = 8.55*1.3 =11.1 квт.

Требуемая мощность электродвигателя N_ТР = N _б / з = 11,1 / 0,875 = 12,7 квт.

Угловая скорость барабана щ_б = 2 v_л / D_б = 2*1,3 / 0,4 = 6,5 рад/с.

Частота вращения барабана n_б = 30 щ_б / р = 30*6,5 / 3,14 = 62 об/мин.

n_ТР = 12,7 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи зубчатого редуктора u_p = (3 - 6) и для цепной передачи

u_ц = (1-5), u_общ = u_p u_ц = (3 -30),

выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ, с параметрами

N_дв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения n_дв = 1000 - 26 = 974 об/мин, а угловая скорость

щ_дв = р n_дв /30 = 3.14*974 / 30 = 101.5 рад/с.

Проверим общее передаточное отношение:

u = щ_дв / щ_б = 101,5 / 6,5 =15,65,

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 3 и 30 (большее значение принимать не рекомендуют).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 -- 81 u_р = 5, для цепной передачи u_ц =15,65 / 5 = 3,14.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Таблица 1

Вал В	n1 = nдв= 974 об/мин	щ1 = щдв = 101,5 рад/с
Вал С	n2 = n1 / uр = 974 / 5 = 194 об/мин.	щ 2= щ1 / uр = 101,5/5 =20,3рад/с
Вал А	nб=62 об/мин (см выше)	щ б= 6,5 рад/с

Вращающие моменты:

на валу шестерни Т₁ = N_ТР / щ₁ =12,7*10³ / 101,5 = 125*10³ Нмм.

на валу колеса Т₂ = Т₁ u_р = 625*10³ Нмм.

1. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: Для шестерни: сталь 45, термическая обработка -- улучшение, твердость

НВ 230-260; для колеса -- сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200-230.

Допускаемые контактные напряжения

у_H =у_HlimbK_HL / [S_H],

где у_Hlimb -предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) у_Hlimb= 2НВ + 70;

K_HL -- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

K_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[у_H] = 0.45([у_H1] + [у_H2]

для шестерни [у_H1] = (2HB₁ +70)* K_HL / [S_H] = (2*230+70)*1 / 1.1 =482 МПа;

для колеса [у_H2] = (2HB₂ +70)* K_HL / [S_H] =(2*200+70)*1 / 1.1 = 428МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[у_H] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [у_H] < 1,23 [у_H2] выполнено.

Коэффициент K_Hв, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной

передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно как в случае несимметричного расположения колес, значение K_Hв = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ш_ba = b /a_щ = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

=

43(5+1)мм,

где для косозубых колес К_а = 43, а передаточное число нашего редуктора и = 5.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-81

a_w = 200 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

т_п = (0,01 - 0,02) a_w = (0,01 - 0,02)200 = 2 - 4 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 -- 80 m_n = 2,5 мм .

Примем предварительно угол наклона зубьев в = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Z₁ = = = 26.2.

Принимаем z₁ = 26; тогда z₂ = z₁u =26*5 = 130.

Уточненное значение угла наклона зубьев ; в = 12°50'.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные: d₁=m_n z₁ / cosв = 2.5 *26/ 0.975 = 66.66 мм;

d₂=m_n z₂ / cosв = 2.5*130 / 0.975 = 333.34мм;

Проверка: a_щ = 0.5(d₁ + d₂) = 0.5(66.66+333.34) = 200мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_a1 =d₁ + 2т_n = 66,66 + 2 * 2,5 = 71,66 мм;

d_a2 =d₂+ 2т_п = 333,34 + 2 * 2,5 = 338,34 мм;

ширина колеса b₂ = Ш_ba *a_щ ⁼ 0,4*200 = 80 мм;

ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм = 85 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ш_bd = b₁ / d₁ = 85 / 66,66 = 1,275.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

v = 0,5 щ₁d₁ =101,5*66,66 / = 3.38 м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки K_H = K_H K_Ha K_Hv

Таким образом, K_H = 1,155 * 1,08 * 1,0 = 1,245.

Проверка контактных напряжений по формуле:

 = 270 /200= 392 МПа < [у_H].

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t = 2T / d₁ = 2*125*10³ / 66.66 = 3750 H;

радиальная F_r = F_t tqa / cosв = 3750*tq 20⁰ / cos 12⁰ 50^ґ = 1400 Н;

осевая F_r = F_t tg, в = 3750*tg 12°50' = 830 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

<[у_F]

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_FвK_Fv. При \|/_м = 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fв = 1,33. K_Fv = 1,3. Таким образом, коэффициент K_F = 1,33 * 1,3 = 1,73; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v: z_v1 = z₁ / cos³ в; у шестерни z_v1 = 26 / 0.975³ = 28, у колеса z_v2 = 130 / 0.975³ = 140,

Y_Fl = 3,84 и Y_F2 = 3,60.

Допускаемое напряжение [у_F] = у⁰_Flimb / [S]

Для стали 45 улучшенной при твердости HB< 350 у⁰_Flimb = 1,8HB.

Для шестерни у⁰_Flimb = 1,8*230 = 415 МПа; для колеса у⁰_Flimb =1.8*200 =360 МПа.

[S_F] = [S_F]'[S_F]" - коэффициент безопасности, где [S_F]' = 1,75, [S_F]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [у_F1] = 415 / 1,75= 237 МПа; для колеса [у_F1] = 360 / 1,75 =206 МПа.

Находим отношения [S_F] / Y_F

для шестерни 237 / 3.84 =62 МПа, для колеса 206 /3,6 = 57,5 МПа.

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

Определяем коэффициенты Y_в и К_Fa :

Y_в = 1- в ⁰ / 140 = 1 - 12,8 / 140 = 1 - 0,09 = 0,91.

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия е_a =1.5 и 8-^й степени точности K_Fa = 0.92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

<[у_F]

у_F2 = 3750*1.73*3.6*0.91*0.92 /80*2.5 = 98 МПа <[у_F] = 206 МПа.

Условие прочности выполнено.

Аналогично выполняется расчёт конических зубчатых передач и червячных передач.

2. Предварительный расчёт валов редуктора и конструктивные размеры посадочных деталей

цилиндрический косозубый редуктор подшипник

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ф_к] = 25 МПа.

мм.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_Bl. Как правило принимают d_Bl = (0,7-1)d_дв. Некоторые муфты, например МУВП,могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного нами электродвигателя диаметр вала равен 42 мм. Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424 -- 75 с расточками полумуфт под d_дв = 42 мм и d_в1 = 32 мм. Примем под подшипниками d_в1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Рис. 3

Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача. В этом случае диаметр вала редуктора рекомендуется принимать равным диаметру вала двигателя.

Ведомый вал: (рис. 3) учитывая влияние изгиба от натяжения цепи, принимаем [ф_к] = 20 МПа. Диаметр выходного конца вала =57,3мм. Принимаем ближайшее из стандартного ряда размеров d_в2 = 55мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем 60мм, под зубчатым колесом 65 мм. Диаметры остальных участков назначаем исходя из конструктивных соображений.

Рис. 4

Конструктивные размеры шестерни и колеса принимаем исходя из рассчитанных выше габаритов этих деталей. Шестерню выполняем за одно целое с валом (см. рис. 3). В качестве заготовки для колеса принимаем поковку. Диаметр ступицы колеса принимается 1,6 диаметра вала и в нашем случае составит 65*1,6=105мм. Длина ступицы принимается в пределах (1,2-1,5) диаметра вала, т.е. в нашем случае 78-98мм. Примем длину ступицы 80мм. толщина обода принимается (3-4) модуля зацепления и в нашем случае

(3-4)*2,5 = 7,5-10мм. Толщина диска принимается 0,3 от ширины зубчатого колеса. В нашем случае 0,3*80= 24мм.

3. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый служит для приближённого определения положения зубчатых кол1с и звёздочек (шкивов) относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии a_w = 200 мм. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А₁ = 1,2д; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

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

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = д;

если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 40 мм и dп2 = 60 мм

По каталогу подшипников имеем

Таблица 2

Условное обозначение подшипника	D	D	В	Грузоподъемность, кН
	размеры, мм	С	Со
308	40	90	23	41,0	22,4
312	60	130	31	81,9	48,0
Примечание Наружный диамeтp подшипника D -- 90мм оказался больше диаметра окружности вершин зубьев da1 = 71,66 мм.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки* внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁ = 78 мм и на ведомом l₂= 82 мм. Примем окончательно l₁= l₂ = 82 мм.

Глубина гнезда подшипника принимается 1,5 его ширины. Толщина фланца- ? подшипника принимается равной диаметру болта, который крепит данную крышку. Высота головки болта обычно равна 0,8 его диаметра.

Рис.5

Зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи (или торцом шкива) принимается 8-15мм.

Таблица 3

Диаметр подшипника	20-50	50-65	65-90	90-120	120-160
Диаметр креп. болта	5-8	6-10	10-12	12-14	12-14

Измерением устанавливаем расстояние l₃ = 81мм, определяющее положение звёздочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Окончательно принимаем l₃ = 82мм.

4. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал: (рис.6) Из предыдущих расчётов имеем F_t = 3750H, F_r =1400H, F_a = 830H; из первого этапа компоновки l₁ =82мм.

Рис.6

Реакции опор:

в плоскости xz

R_x1 = R_x2 = F_t / 2 = 3750 / 2 = 1875H;

В плоскости yx

R_y1 = (F_r l₁ + F_a d ₁/ 2) / 2l₁ = (1400*82 + 830*66.66 /2) / 2*82 = 868H;

R_y2 = (F_r1 l₁ - F_a1 d₁ /2) / 2l₁ = (1400*82 - 830*66.66/2) / 2*82 = 532H;

Проверка:

R_y1 +Ry₂ - F_r = 868+532-1400 = 0.

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 1

Намечаем радиальные шариковые подшипники средней серии № 308.

d=40мм, D=90мм, В = 23мм,

С = 41,0 кН, С₀ = 22,4 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

P_э =(XVP_r1 + YP_a )К_б К_т,

в которой радиальная нагрузка

P_r1 =2060H; осевая нагрузка

P_a = F_a =830H,V =1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 11; температурный коэффициент К_т =1.

Отношение F_a / C₀ = 830 /22400 =0.0037; этой величине по каталогу подшипников соответствует е =0,23.Отношение P_a / P_r1 =830 / 2060 = 0.403 > e; X = 0.56; Y = 1.88. Р_э = (0,56*2060 + 1,88*830) = 2700 Н.

Расчётная долговечность, млн. оборотов

млн. об.

Расчётная долговечность в часах L_h = L*10⁶ / 60n = 3500*10⁶ / 60*974 = 60*10³ ч, что больше чем наработка редуктора за срок службы по заданию на курсовое проектирование.

Рис. 7

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

F_t = 3750H, F_r =1400H,

F_a = 830H.

Нагрузку на вал от цепной передачи- F_ц =5126H.

Вращающий момент на ведущей звёздочке

Т₃ = Т₂ = 625*10³ Нмм.

Передаточное число цепной передачи было принято ранее u_ц = 3,14.

Число зубьев ведущей звёздочки примем z₁ =25,

Тогда число зубьев ведомой звёздочки z₂ = 78.

Фактическое

u_ц = 78/25=3,12.

Окружная сила на ведущей звёздочке

F_tц = T₂щ₂/v = 625*20.3 / 2.56 =4950H.

Нагрузка на валы от провисания цепи

F_f = 9.81k_f q a_ц =9,81*1,5*3,8*1,562 =88Н.,

где k_f = 1.5 при угле наклона цепной передачи 45⁰.

q = 3,8 кг/м - масса погонного метра принятой цепи ПР- 31,75- 88,5 по ГОСТ 13568-75; a_ц = 1.562м - принятое межосевое расстояние цепной передачи.

Итого расчётная нагрузка на валы

F_ц = F_tц + 2F_f = 4950+2*88 = 5126Н.

Составляющие этой нагрузки

F_Bx = F_By = F_B sin г = 5126*sin 45⁰ = 3600H.

Из первого этапа компоновки l₂ =82 мм и l₃ = 81 мм.

Реакции опор:

В плоскости xz

R_x3 = (F_tl₂ - F_Bxl₃) / 2l₂ = (3750*82 - 3600*82) / 2*82 = 75H.

R_x4 = [F_tl₂ + F_Bx(2l₂ + l₃) / 2l₂ = (-1400*82 - 830*333.4*0.5 +3600*3*82) / 2*82 = 3875H.

Проверка:

R_y3 + F_By - ( F_r + R_y4) = 1675 +3600 - (1400+3875) = 0.

Суммарные реакции:

P_r3 =1680H

P_r4 = 8200H.

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Выбираем радиальные шариковые подшипники средней серии № 312 d =60 мм;

D = 130 мм; В = 31 мм; С = 81,9 кН; и С₀ = 48,0 кН.

Отношение Р_а / С₀ = 830 / 48000 = 0,0172; этой величине соответствует е = 0,2 (получаем интерполируя). Отношение Р_а / Р_r4 = 830 / 8200 = 0,105 < е; следовательно, X =1, Y = 0. Осевая нагрузка по отношению к радиальной незначительна и эквивалентную нагрузку можно вычислять по формуле

Р_э = P_r4VK_бК_Т = 8200*1*1,2*1 = 9840 Н.

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

Расчётная долговечность, млн. об. L = (C / P_э)³ = (81900 / 9840)³ =570 млн. об.

Расчётная долговечность, ч L_h = L*10⁶ / 60n = 570*10⁶ / 60*194 =50*10³ ч; здесь n = 194 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы обычно не превышает 40000 часов и мы видим, что подшипники ведущего и ведомого валов проходят с запасом.

Ресурс работы подшипников может превышать ресурс работы редуктора в два раза, но не может быть меньше его.

5. Второй этап компоновки редуктора

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

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем заодно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l₁. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки- корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (d= 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.

Рис.8

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

г) переход вала d= 40 к присоединительному концу d = 32 мм

выполняют на расстоянии 10 -- 15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца вала d = 32 мм определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки -- с другой; место перехода вала от d= 65 мм к d= 60 мм смещаем на 2 -- 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

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

г) откладываем расстояние l₃ и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину. Переход от d 60 мм к d 55 мм смещаем на 2 -- 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!). Это кольцо -- между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки -- не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 -- 3 мм для натяга. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 -- 78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 -- 10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

6. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок -- по ГОСТ 23360 -- 78 .

Материал шпонок -- сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

у_см^max = [у_см]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у_см] = 100 - 120 МПа, при чугунной [у_см] = 50 - 70 МПа. Ведущий вал: d = 32 мм; b х h = 10 х 8 мм;

t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, момент на ведущем валу Т₁ = 125*10³ Нмм;

у_см = МПа <[у_см]

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал.

Из двух шпонок -- под зубчатым колесом и под звездочкой -- более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 55 мм; b х h = 16 х 10 мм;

t_t = 6 мм; длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент T₃ = 625*10³ Нмм;

у_см = МПа <[у_см]

(обычно звездочки изготовляют из нормализованных углеродистых или легированных сталей). Условие у _см < [у_см] выполнено.

7. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения -- по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал (см. рис. 6).

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

По табл. 6.2 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a1 = 71,66 мм) среднее значение у_в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

у_-1 = 0,43у_в = 0,43 * 780 = 335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

ф_-1 = 0,58у_-1 = 0,58 * 335 = 193 МПа.

Сечение А - А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

,

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

ф_v = ф_m = 0,5ф_max = T₁/2W_{к нетто},

При d = 32 мм; b = 10 мм; t₁= 5 мм

W_{к нетто} =мм³;

ф_v = ф_m = =10,6 МПа.

Принимаем k_ф = 1,68, е_ф=0,76 и Ш_ф = 0,1.

s = s_ф =

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при (25*10³ Нмм < T_b< 250*10³ Нмм).

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм (муфта МУВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении А -- А от консольной нагрузки

М = 2,5*80/2 = 35,4*10³ Нмм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

здесь опущены промежуточные выкладки (аналогичные выкладки см. ниже в расчете ведомого вала).

Результирующий коэффициент запаса прочности



получился близким к коэффициенту запаса s_ф= 7,85. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности (7,85 или 7,1) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б -- Б и В -- В нет необходимости.

Ведомый вал (см. рис. 7).

Материал вала -- сталь 45 нормализованная; у_в = 570 МПа (см табл. 6.2).

Пределы выносливости у_-1= 0,43-570 = 246 МПа и ф_-1 = 0,58*246= 142 МПа.

Сечение А -- А,. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: к_у=1,59 и к_ф=l,49; масштабные факторы е _у = 0,775; и е_ф = 0,67; коэффициенты ш_у= 0,15 и ш_ф = 0,1.

Крутящий момент Т₂ = 625 * 10³ Н мм. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости M' = R_x3l₂ = 75 * 82 = 6,15 *10 ³ Н-мм;

изгибающий момент в вертикальной плоскости

M'' = R_y3l₂+F_a*0.5d₂ = 1675 * 82 + 830*0.5*333.34 = 275*10³ Н мм;

суммарный изгибающий момент в сечении А -- А

М_А__А = 275*10³ Н мм;

Момент сопротивления кручению (d = 65 мм; b = 18 мм; t₁= 7 мм)

W_{к нетто} =Н мм;

Момент сопротивления изгибу

W_нетто = Н мм.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

= МПа .

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у_v = М_А-А / 2W_{К нетто}= МПа; среднее значение у_m = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям



Результирующий коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям для сечения

А-А

Сечение К-К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

и ; принимаем и.

Изгибающий момент М₄ = F_Bl₃ = 5126*82 ?420*10³ Н мм.

Осевой момент сопротивления Н мм.

Амплитуда нормальных напряжений МПа.,

Полярный момент сопротивления W_p = 2W = 2*21.2 = 42.4*10³ мм³.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности

.

Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 60мм к диаметру 55мм: при и коэффициенты концентрации напряжений ; . Масштабные факторы ; .

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

Осевой момент сопротивления сечения мм³.

Амплитуда нормальных напряжений МПа.

Полярный момент сопротивления сечения W_p =2*5*10³ =33*10³ мм³.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициенты запаса прочности

; .

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

.

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки ; ; ; .

Изгибающий момент (положим x₁ = 60мм) М_Б-Б = F_Вx₁ = 5126*60 = 307*10³ Н мм.

Момент сопротивления сечения нетто при b = 16мм и t₁ = 6мм

W_нетто =мм³.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

= М_Б-Б / W_нетто =МПа

Момент сопротивления кручения сечения нетто

W_{к нетто} =мм³.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

=МПа.

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности

Сведём результаты проверки в таблицу

Сечение	А -А	К -К	Л -Л	Б -Б
Коэффициент запаса s	7.2	3.2	3.9	4.45

8. Вычерчивание редуктора

Редуктор чертят в двух или трёх проекциях (Рис 10) в возможно большем масштабе исходя из выбранного формата чертежа. Примеры основной надписи на чертеже и спецификации приведены в источнике.

Рис.10

9. Посадки зубчатого колеса, звёздочки и посадки подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями настоящего пособия .

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по Гост 25437 - 82. Посадка звёздочки цепной передачи на вал редуктора H7/k6.

Шейки валов подшипников выполняем с отклонением вала k6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

10. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V= 0,25-12,7*3,2 дм³.

При контактных напряжениях = 392 МПа и скорости V = 3,38 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10⁶ м²/с. По табл. 12.3 принимаем масло индустриальное И-ЗОА (по ГОСТ 20799-75*). Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 или «Литол 24) и периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

11. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку 18х11х70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

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

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом или стандартные резинометаллические манжеты, смазанные машинным маслом.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

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

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и 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.

Размещено на Allbest.ru