Срок службы привода в часах

Число циклов нагружений зубьев колеса

Базовое число циклов для материала колеса (по табл. 3.2 [1])

Коэффициент долговечности:

При длительной эксплуатации . Примем коэффициент безопасности

Расчетное контактное напряжение по формуле (3.10) [1]

Для шестерни

Для колеса

Условие выполняется [1, с. 35]

Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния

Поскольку расположение колес относительно опор симметричное, то (табл. 3.1 [1])

Коэффициент ширины венца [1, с. 35]

Межосевое расстояние формуле (3.7) [1]

Для косозубых колес Ka=43.

Межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 округляем до 180

Нормальный модуль зацепления [2, с. 33]

Радиальная сила

Осевая сила

Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость [2, с. 34]

Коэффициент нагрузки

, (табл. 3.4 [1]), (табл. 3.6 [1])

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6) [1]

Проверочный расчет на контактную статическую мощность при пиковой нагрузке [2, с. 35]

Расчетные контактные напряжения

Допускаемое контактное напряжение при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением

Для стали 45 и диаметра заготовки свыше 120 мм (табл. 3.3, [1])

Условие прочности выполняется

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По формуле (3.25) [1, с. 42]

Коэффициент нагрузки [1, с. 42]

По табл. 3.7 [1] , по табл. 3.8 [1]

[1, с. 39]

[2, с. 35]

Эквивалентное число зубьев

- у шестерни

- у колеса

, [1, с. 42]

Допускаемое напряжение по формуле (3.24) [1]

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при предел выносливости при изгибе

Для шестерни , для колеса

- коэффициент безопасности. (табл. 3.9 [1]), (для поковок и штамповок).

Допускаемые напряжения

- для шестерни

Дальнейший расчет ведем для колеса, так как отношение меньше [2, с. 36]

Коэффициент [2, с. 36]:

Проверяем прочность зуба по формуле (3.25) [1]

Условие прочности выполнено

Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке [2, с. 36]

Допускаемые изгибные напряжения при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением:

Условие прочности выполнено

3. Предварительный расчет валов редуктора

Диаметр ведущего вала

Принимаем

Диаметр ведомого вала

Принимаем

Принимаем

Принимаем

Основные элементы корпуса (табл. 10.2 [1])

Толщина стенки корпуса: . Принимаем

Толщина крышки: . принимаем

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

Толщина нижнего пояса корпуса

Диаметр фундаментных болтов . Берем болты М20

Диаметр болтов у подшипников . Берем болты М16

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

. Берем болты М12

4. Проверка долговечности подшипника [1, c. 304]

Ведущий вал

Из 1-й компоновки l₁ = 72 мм

Реакции опор:

В плоскости xz:

В плоскости yz:

Проверка

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 310 (табл. П3, [1]): d = 50 мм, D = 110 мм, С = 65.8 кН, С₀ = 36 кН

Эквивалентная нагрузка

, (вращается внутреннее кольцо), (табл. 9.19 [1]), (табл. 9.20 [1])

, этой величине соответствует e=0.22 (табл. 9,18)

, X=0.56, Y=1.99

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

Здесь n = 973 об/мин - частота вращения ведущего вала

Возьмем подшипники легкой серии 210 (табл. П3, [1]): d = 50 мм, D = 90 мм, С = 35.1 кН, С₀ = 19.8 кН

, этой величине соответствует e=0.22 (табл. 9,18)

, X=0.56, Y=1.99

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

Здесь n = 973 об/мин - частота вращения ведущего вала

Т. к. долговечность подшипников меньше долговечности редуктора, мы не можем их брать.

Ведомый вал

Из 1-й компоновки l₂ = 73 мм

Реакции опор:

В плоскости xz

Проверка:

В плоскости yz

Проверка:

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 312 (табл. П3, [1]): d = 60 мм, D = 130 мм, С = 81,9 кН, С₀ = 48 кН

, этой величине соответствует e=0.19 (табл. 9,18)

, X=0.56, Y=2.3

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

Здесь n = 274 об/мин - частота вращения ведомого вала

Возьмем подшипники легкой серии 212 (табл. П3, [1]): d = 60 мм, D = 110 мм, С = 52 кН, С₀ = 31 кН

, этой величине соответствует e=0.22 (табл. 9,18)

, X=0.56, Y=1.99

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

Т. к. долговечность подшипников меньше долговечности редуктора, мы не можем их брать.

Здесь n = 973 об/мин - частота вращения ведущего вала

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 31500 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 310 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс . Выбранные подшипники оптимальны

5. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными концами. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности по формуле (8.22) [1]

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [, при чугунной

Ведущий вал: , , , ,

Ведомый вал: , , , ,

Условие выполнено

6. Уточненный расчет валов [1, с. 311]

Ведомый вал

Материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшение

(табл. 3.3 [1])

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение Б - Б. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.5 [1]: , . Масштабные факторы [1, табл. 8.8]: , Коэффициенты , [1, стр. 163, 166]

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

суммарный изгибающий момент в сечении Б - Б

Момент сопротивления кручению (при d = 65 мм, b=16 мм, t₁ = 6 мм)

Момент сопротивления изгибу

амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

; среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение В-В. Коэффициент запаса прочности

Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d = 52 мм; b = 16 мм; t₁ = 6 мм по табл. 8.5 [1]

Принимаем k_ф = 1.68 (см. табл. 8.5 [1]), е_ф = 0.73 (см. табл. 8.8 [1]), ш_ф = 0.1 (см. с. 166 [1]).

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

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим изгибающий момент в сечении А - А от консольной нагрузки

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Где ,

Принимаем k_у = 1.8 (см. табл. 8.5 [1]), е_у = 0.82 (см. табл. 8.8 [1]), ш_у = 0.2 (см. с. 163 [1]).

Получаем

Результирующий коэффициент запаса прочности

Сведем результаты проверки в таблицу

Во всех сечения

7. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13, [1]. Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонениями вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13, [1], тем самым составляя свою таблицу допусков и посадок:

8. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0.25 • 14.5 = 3.625 дм³.

По [1, табл. 10.8] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_H=521.678 МПа и скорости v=4,031 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 • 10^-6 м²/с. По [1, табл. 10.10] принимаем масло индустриальное И - 30А (по ГОСТ 20799 - 75*).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [1, табл. 9.14].

9. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертёжом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца 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 в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку; ставят крышки подшипников с комплектом прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают щелевые уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

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.

Список литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский и др. М.: Машиностроение, 2005

2. Н.Н. Солдатов. Курсовое проектирование деталей машин. Иваново: ИГЭУ, 2003

Размещено на Allbest.ru