Разработка конструкции одноступенчатого конического редуктора с круговыми зубьями привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru

4

Размещено на http://www.allbest.ru

разработка конструкции одноступенчатого конического редуктора с круговыми зубьями привода ленточного конвейера

Содержание

Введение

1. Энергетический, кинематический и силовой расчеты привода

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

3. Проектный расчет валов редуктора

4. Конструирование зубчатых колес

5. Эскизная компоновка редуктора

6. Проверочный расчет подшипников качения

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

8. Проверочный расчет валов редуктора

9. Назначение посадок основных деталей редуктора

10. Смазка и сборка редуктора

Список литературы

Введение

расчет зубчатая передача редуктор

Заданием на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого конического редуктора с круговыми зубьями привода ленточного конвейера. Привод (рисунок 1) состоит из электродвигателя 1, открытой ременной передачи 2, одноступенчатого конического редуктора 3, и приводного вала 5. Для соединения приводного вала с тихоходным валом редуктора используется компенсирующая цепная муфта 4.

Исходными данными для проектирования являются мощность на ведомом валу привода P_B = 4,2 кВт и число оборотов ведомого вала привода n_B = 114 об/мин.

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода конвейера

Основным объектом разработки является редуктор. Редуктор предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу конвейера, понижения угловых скоростей и, соответственно, повышения вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса в котором помещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В корпусе редуктора размещают так же устройство для смазывания зацепления и подшипников.

1. Энергетический, кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Определение расчетной мощности электродвигателя

1.1.1 Определяем общий КПД привода по формуле [8, раздел 2]

,

где з_оп - КПД открытой ременной передачи, принимаем з_оп = 0,96;

з_зп - КПД зубчатой передачи редуктора, принимаем з_зп = 0,97;

з_м - КПД муфты, принимаем з_м = 0,99;

з_п - КПД пары подшипников, принимаем з_п = 0,99.

.

1.1.2 Определяем расчетную мощность электродвигателя , кВт, по формуле

,

кВт.

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Подбираем электродвигатели серии 4А [8, К9] с номинальной мощностью

P_ном = 5,5 кВт. Параметры выбранных электродвигателей сводим в таблицу 1.

Таблица 1 - Электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью P_ном = 5,5 кВт

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Частота вращения, об/мин
			синхронная	номинальная
1	4AМ100L2У3	5,5	3000	2880
2	4AМ112M4 У3	5,5	1500	1445
3	4AМ132S6 У3	5,5	1000	965
4	4AМ132M8 У3	5,5	750	720

Для окончательного выбора электродвигателя, необходимо определить передаточное число привода и его ступеней для всех типов двигателей.

1.2.2 Определяем передаточное число привода для четвертого варианта электродвигателя по формуле

,

.

1.2.3 Передаточное число редуктора принимаем u_ред = 4 [8, раздел 2], тогда передаточное число открытой передачи составит

=.

1.2.4 Аналогично определяем передаточные числа для остальных вариантов электродвигателя, оставляя при этом передаточное число редуктора постоянным. Результаты расчетов сводим в таблицу 2.

Таблица 2 - Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Общее для привода uобщ	25,263	12,675	8,465	6,316
Редуктора uред	4	4	4	4
Открытой передачи uоп	6,316	3,169	2,116	1,579

1.2.5 Окончательного выбираем третий вариант электродвигателя [8,раздел 2]. Характеристики принятого электродвигателя и все параметры, необходимые для дальнейших расчетов, сводим в таблицу 3.

Таблица 3 - Результаты энергетического расчета

Параметр	Обозн.	Значение
Тип электродвигателя	-	4A132S6
Присоединительные размеры, мм	d1 l1	38 80
Номинальная мощность электродвигателя, кВт	Рном	5,5
Расчетная мощность электродвигателя, кВт	Рэд	4,693
Номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин	nэд	965
Передаточное число привода	uобщ	8,465
Передаточное число редуктора	uред	4
Передаточное число открытой передачи	uоп	2,116

1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода

1.3.1 Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности Р_эд электродвигателя. Обозначим валы привода (рисунок 2): I - быстроходный вал редуктора; II - тихоходный вал редуктора; III - приводной вал конвейера.

Для каждого вала определяем частоту вращения n, об/мин, мощность Р, кВт, и вращающий момент Т, .

Рисунок 2 - Обозначение валов привода

1.3.2 Определяем частоту вращения каждого вала по формулам

об/мин;

об/мин;

об/мин;

об/мин.

1.3.3 Определяем мощность на каждом валу по формулам

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

1.3.4 Определяем крутящий момент на каждом валу по формулам

1.3.5 Результаты расчетов сводим в таблицу 4.

Таблица 4 - Кинематические и силовые параметры привода

№ вала	n, об/мин	Р, кВт	Т, Н·м
Эд.	965	4,693	46,4
I	456	4,460	93,4
II	114	4,283	358,8
III	114	4,200	351,8

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатой передачи

2.1.1 Принимаем для шестерни и колеса сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Механические характеристики материалов представлены в таблице 5 [2, раздел 3.2].

Таблица 5 - Механические характеристики материалов зубчатых колес

Наименование	Марка стали	Вид ТО	Диаметр заготовки	Твердость НВ	Расчетная твердость НВ
шестерня	40Х	У	До 120	257…285	270
колесо	40Х	Н	Любой	200…230	220

2.1.2 Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса непрямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие

,

поэтому принимаем HB₁ = 270; HB₂ = 220.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

2.2.1 Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений , МПа, для шестерни и колеса по формуле

;

МПа;

МПа.

2.2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения , МПа, для шестерни и колеса по формуле

,

где K_НL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока

службы и режима работы. При длительном сроке службы и

постоянном режиме работы K_НL = 1 [2, раздел 3.2];

S_Н - коэффициент безопасности Для нормализованных или улучшенных колес S_Н = 1,1 [2, раздел 3.2].

МПа;

МПа.

2.2.3 Для непрямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [у_H1], и колеса [у_H2].

Принимаем МПа.

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.3.1 Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений , МПа, для шестерни и колеса по формуле

;

МПа;

МПа.

2.3.2 Определяем допускаемые напряжения изгиба , МПа, для шестерни и колеса по формуле

,

где K_FL - коэффициент долговечности. При длительном сроке службы и постоянном режиме работы K_FL = 1 [2, раздел 3.3];

S_F - коэффициент безопасности. Определяется как произведение двух коэффициентов

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%. Для нормализованных и улучшенных колес = 1,75 [2, раздел 3.3];

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок [2, раздел 3.3].

;

МПа;

МПа.

2.4 Проектный расчет зубчатой передачи

2.4.1 Определяем внешний делительный диаметр колеса , мм, по формуле

,

где х_H - коэффициент вида конических колес. Для колес с круговыми зубьями

при твердости колес H < 350 HB х_H = 1,85 [8, раздел 4.2];

u_ред - передаточное число зубчатой передачи редуктора, u_ред = 4;

Т_II - вращающий момент на валу колеса, Т_II = 358,8 Н•м;

[у_H] - допускаемые контактные напряжения, [у_H] = 463,6 МПа;

K_Нв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

по длине зуба.

Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями K_Нв = 1,1 [2, раздел 3.4].

 мм.

2.4.2 Определяем углы делительных конусов шестерни д₁ и колеса д₂ по формулам

;

.

2.4.3 Определяем внешнее конусное расстояние , мм, по формуле

мм.

2.4.4 Определяем ширину зубчатого венца , мм, по формуле

,

где ш_R - коэффициент ширины венца ш_R = 0,285 [2, раздел 3.4].

мм,

принимаем b = 38 мм.

2.4.5 Определяем внешний окружной модуль , мм, по формуле

,

где х_F - коэффициент вида колес. Для колес с круговыми зубьями х_F = 1,0 [8, раздел 4.2];

[у_F] - меньшее из значений [у_F1] и [у_F2]; [у_F] = [у_F2] = 226,3 МПа;

K_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями

K_Fв =1,08 [8, раздел 4.2].

мм.

2.4.6 Определяем число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ по формулам

,

принимаем z₁ = 27; колеса z₂ = 108.

2.4.7 Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи по формуле

; 4.

2.4.8 Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом по формуле

2.4.9 Уточняем углы делительных конусов шестерни д₁ и колеса д₂

.

2.4.10 Принимаем коэффициенты смещения инструмента

x_n1 = 0,25; x_n2 = - 0,25 [8, раздел 4.2].

2.4.11 Определяем внешние делительные диаметры , мм, шестерни и колеса по формуле

мм;

мм.

2.4.12 Определяем внешние диаметры вершин зубьев , мм, шестерни и колеса по формуле

мм;

2.4.13 Определяем внешние диаметры впадин зубьев , мм, шестерни и колеса по формуле

2.4.14 Определяем средние делительные диаметры , мм, шестерни и колеса по формуле

мм;

мм.

2.4.15 Уточняем внешнее конусное расстояние

мм.

2.4.16 Определяем окружную скорость , м/с, по формуле

;

м/с.

По полученному значению х, м/с, назначаем 9-ю степень точности передачи [8, раздел 4.1].

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость зубчатой передачи

2.5.1 Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

,

где K_Hб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_Hб = 1 [8, раздел 4.2];

K_Нв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, K_Нв =1,1 [8, раздел 4.2];

K_Hх - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Принимаем K_Hх = 1,017 [8, раздел 4.1].

.

2.5.2 Недогрузка передачи составляет

.

2.6 Проверочный расчет на выносливость при изгибе зубчатой передачи

2.6.1 Определяем эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса при

по формуле

;

;

.

2.6.2 Определяем для шестерни и колеса коэффициенты формы зуба [8, раздел 4.2]

Y_F1 = 3,55; Y_F2 = 3,64.

2.6.3 Для обеспечения выносливости зубьев при изгибе, должны выполняться условия [8, раздел 4.2]

,

,

где Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зуба, Y_в = 1;

K_Fб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_Fб = 1;

K_Fх - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Принимаем K_Fх = 1,05.

МПа<;

МПа<.

2.6.4 Все параметры зацепления передачи сводим в таблицу 6.

Таблица 6 - Параметры зацепления зубчатой передачи

Наименование параметра	Обозн.	Единица измерения	Значения
			шестерня	колесо
Внешнее конусное расстояние	Re	мм	134,15
Внешний окружной модуль	mte	мм	2,41
Степень точности по ГОСТ 1758-81	-	-	9
Передаточное число		-	4
Осевая форма зубчатых колес	-	-	форма I
Вид зубьев	-	-	круговые
Ширина зубчатого венца	b	мм	38
Число зубьев	z	-	27	108
Угол делительного конуса	д	град	14,04° 14°02'24"	75,96° 75°57'36"
Средний делительный диаметр	d	мм	55,76	223,06
Внешний делительный диаметр	de	мм	65,07	260,28
Внешний диаметр окружности вершин	dae	мм	69,86	261
Внешний диаметр окружности впадин	dfe	мм	61,43	258,89

3. Проектный расчет валов редуктора

3.1 Для принятых конструкций валов (рисунок 3, 4) определяем размеры ступеней валов (таблица 7).

Таблица 7 - Определение размеров ступеней валов

Ступень вала	Вал-шестерня	Вал колеса
1-я под шкив открытой ременной передачи и полумуфту	Из расчета на прочность по пониженным касательным напряжениям принимаем d1 = 32 мм	Из расчета на прочность по пониженным касательным напряжениям Принимаем d1 = 45 мм Для соединения приводного вала с валом редуктора принимаем цепную муфту 500-1-50-1 по ГОСТ 20742 - 93 с посадочным диаметром на валы d = 45 мм.
	По ГОСТ 12080-66 принимаем l1 = 58 мм	По ГОСТ 12080-66 принимаем l1 = 82 мм
2-я под уплотнение сквозной крышки и подшипник	d2 ? d1 + 2t, где t - высота заплечика вала, t = 3,5 мм; d2 = d1 + 2t = 32 + 2 ? 3,5 = 39 мм; принимаем d2 = 38 мм	d2 ? d1 + 2t, где t - высота заплечика вала, t = 4 мм; d2 = d1 + 2t = 45 + 2 ? 4 = 53 мм; принимаем d2 = 55 мм
	l2 - определяется графически по эскизной компоновке
3-я под резьбу, колесо	Конструктивно принимаем d3 = М42Ч1,5	Конструктивно принимаем d3 = 58 мм Между подшипником и зубчатым колесом предусматриваем распорное кольцо для упора подшипника. Наружный диаметр кольца определяется из условия dк ? d2 + 3•r, где r - фаска подшипника, r = 3 мм; dк = d2 + 3,2•r = 55 + 3?3 = 64 мм Принимаем dк = 64 мм
	l3 - определяется графически по эскизной компоновке
4-я подподшипник	Конструктивно принимаем d4 = 45 мм	d4 = d2 = 55 мм
	l4 - определяется графически по эскизной компоновке
5-я для упора подшипника, для упора колеса	Конструктивно принимаем d5 = 50 мм	d5 ? d3 + 3•f, где f - размер фаски колеса, f = 2 мм; d5 = d3 + 3• f = 58 + 3?2 = 64 мм Принимаем d5 = 64 мм
	l5 ? 0,5•mte = 0,5•2,41 = 1,2 мм Принимаем l5 = 5 мм	l5 - определяется графически по эскизной компоновке

Рисунок 3 - Конструкция быстроходного вала

Рисунок 4 - Конструкция тихоходного вала

4. Конструирование зубчатых колес

Рисунок 5 - Конструкция зубчатого колеса

Определяем диаметр ступицы

принимаем d_ст = 92 мм.

Определяем ширину S

S = 2,5•m_te + 2 = 2,5•2,41 + 2 = 8,02 мм,

принимаем S = 10 мм.

Определяем ширину торца зубчатого венца

b = (1…1,1)•S = 10…11 мм,

принимаем b = 10 мм.

Толщину диска С определяем при конструировании.

Размер фаски принимаем f = 0,5•m_te = 0,5•2,41 ? 1,5 мм.

Длину ступицы принимаем l_ст = 60 мм.

5. Эскизная компоновка редуктора

5.1 Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

5.1.1 Определяем толщину стенки редуктора (д ? 8 мм) по формуле

д = 0,05•R_e + 1 = 0,05•134,15 + 1 = 7,7 мм,

принимаем д = 8 мм.

Толщину стенки крышки принимаем д₁ = д = 8 мм.

5.1.2 Определяем диаметры болтов, соединяющих:

- редуктор с плитой: d₁ = 2 • д = 2 • 8 = 16 мм,

принимаем болты М16.

- корпус с крышкой у бобышек подшипников: d₂ = 1,5 • д = 1,5 • 8 = 12 мм,

принимаем болты М12.

- корпус с крышкой по периметру соединения: d₃ = 1,0•д = 1,0•8 = 8 мм,

принимаем болты М10.

5.1.3 Определяем ширину фланцев редуктора по формуле

S_i = д +2 + к_i

- фундаментного S₁ = 8 + 2 + 40 = 50 мм;

- корпуса и крышки (у подшипников) S₂ = 8 + 2 + 32 = 42 мм;

- корпуса и крышки (по периметру) S₃ = 8 + 2 + 28 = 38 мм.

5.1.4 Определяем толщину фланцев редуктора

- фундаментного д_фл1 = 2,3•д = 2,3•8 = 18,4 мм,

принимаем д_фл1 = 18 мм;

- корпуса (соединение с крышкой) д_фл2 = 1,5•д = 1,5•8 = 12 мм,

принимаем д_фл2 = 12 мм;

- крышки (соединение с корпусом) д_фл3 = 1,35•д = 1,35•8 = 10,8 мм,

принимаем д_фл3 = 10 мм .

5.1.5 Для установки крышки относительно корпуса применяем два штифта 8h7х30 по ГОСТ 9464-79.

5.2 Определение расстояний между элементами редуктора

5.2.1 Толщина стенки корпуса редуктора д = 8 мм. Определяем расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части по формуле

С = (1,0…1,2)•д = (1,0…1,2)•8 = 8…9,6 мм,

принимаем C = 10 мм.

5.2.2 Определяем радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора по формуле

С₅ = 1,2•д = 1,2•8 = 9,6 мм,

принимаем С₅ = 10 мм.

5.2.3 Определяем радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса по формуле

С₆ = (5…10)•m = (5…10)•1,88 ? 10…20 мм.

5.3 Предварительный выбор подшипников качения

5.3.1 Для опор валов принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники легкой серии. Параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 8 [8, К29].

Таблица 8 - Параметры подшипников качения

№ вала (рисунок 2)	Обозн.	Размеры, мм	б, град	Грузоподъемность, кН	Факторы нагружения
		d	D	Т	b	с		Сr	e	Y
I	7209А	45	85	21	19	16	15	62,7	0,4	1,5
II	7211А	55	100	23	21	18	15	84,2	0,4	1,5

5.4 Определение размеров конструктивных элементов стакана и крышек подшипников

5.4.1 Конструирование стакана (рисунок 6, б)

Толщину стенки д, мм, диаметр d, мм, и число z винтов крепления стакана к корпусу определяют в зависимости от диаметра D, мм, отверстия под подшипник.

Принимаем д = 8 мм; d = 8 мм; z = 4 мм [9].

Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

- толщина фланца крышки д₁ = 1,2•д = 1,2•8 = 9,6 мм;

- диаметр установки винтов D₁ = D + 2•д + 2•d = 85 + 2•8 + 2•8 = 117 мм;

- диаметр фланца стакана D₂ = D₁ + 2•d = 116 + 2•8 = 132 мм;

- высоту упорного буртика принимаем t = 3,5 мм.

Принимаем д₁ = 10 мм; D₁ = 116 мм; D₂ = 135 мм.



а) б)

Рисунок 6 - Конструкция стакана и крышки подшипника быстроходного вала

5.4.2 Конструируем крышку подшипника быстроходного вала (рисунок 6, а)

Толщина стенки д, мм, диаметр d, мм, и число z винтов крепления крышки определяются исходя из размеров стакана .

Принимаем д = 6 мм; d = 8 мм; z = 4 мм; D₁ = 116 мм; D₂ = 135 мм [9].

Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

- толщина фланца крышки д₁ = 1,2•д = 1,2•6 = 7,2 мм;

- толщина цилиндрической части д₂ = (0,9…1,0)•д = (0,9…1,0)•6 = 5,4…6 мм;

Принимаем д₁ = 8 мм; д₂ = 6 мм.

5.4.3 Конструирование крышки подшипника быстроходного вала (рисунок 7)

В зависимости от размера D ,мм, отверстия в корпусе под подшипник, определяется толщина стенки д, мм, диаметр d, мм, и число z винтов крепления крышки.

Принимаем д = 7 мм; d = 10 мм; z = 6 мм [9].

Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

- толщина фланца крышки д₁ = 1,2•д = 1,2•7 = 8,4 мм;

- толщина цилиндрической части д₂ = (0,9…1,0)•д = (0,9…1,0)•7 = 5,6…7 мм;

- диаметр установки винтов D₁ = D + 2,5•d = 100 + 2,5•10 = 125 мм;

- диаметр фланца D₂ = D₁ + 2•d = 125 + 2•10 = 145 мм.

Принимаем д₁ = 8 мм; д₂ = 6 мм; D₁ = 125 мм; D₂ = 145 мм.

Рисунок 7 - Конструкция крышек подшипников тихоходного вала

5.5 Выбор способа смазывания передачи и подшипников

5.5.1 Так как окружная скорость зубчатых колес х₁ < 10…15 м/с (х₁ = 1,33 м/с), то смазывание зубчатой передачи осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина погружения при этом не должна превышать 0,25 радиуса колеса. Объем масляной ванны должен составлять 0,3…0,8 дм³/кВт, что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положение его дна.

5.5.2 Так как окружная скорость зубчатых колес х₁ < 3 м/с, то смазывание подшипников осуществляется пластичным смазочным материалом. С целью предотвращения вымывания смазки из подшипникового узла, устанавливаем мазеудерживающие кольца.

5.6 Выбор уплотнений валов

5.6.1 В качестве уплотнений валов выбираем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79, конструктивные размеры которых сводим в таблицу 9.

Таблица 9 - Размеры основных конструктивных элементов манжет

Вал	Внутренний диаметр d, мм	Наружный диаметр D, мм	Толщина h, мм
Быстроходный	38	58	10
Тихоходный	55	80	10

6. Проверочный расчет подшипников качения

6.1 Определение сил, нагружающих валы редуктора

Рисунок 8 - Схема нагружения валов редуктора

6.1.1 Определяем силы , Н, в зубчатом зацеплении по формулам

- окружные силы

Н; Н;

- радиальные силы

- осевые силы

6.1.2 Определяем консольную силу , Н, на быстроходном валу от ременной передачи по формуле

Н.

6.1.3 Определяем консольную силу , Н, на тихоходном валу от муфты по формуле

,

где - окружная сила на делительном диаметре звездочки муфты, Н.

где - делительный диаметр звездочки муфты, мм.

,

где t - шаг цепи, t = 31,75 мм;

z - число зубьев z = 14.

мм;

Н;

Н.

6.2 Определение реакций опор валов

6.2.1 Определяем реакции опор быстроходного вала

Рисунок 9 - Схема нагружения быстроходного вала

Из эскизной компоновки определяем:

а = 74 мм; b = 100 мм; c = 40 мм; d = 0,5•d₁ = 0,5•55,76 = 27,88 мм.

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости



Проверка

УY_i = F_р - R_Аy + R_Вy - F_r1 = 1208 - 1727,8 + 1346,7 - 826,9 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

;

Н;

;

Н.

Проверка

УХ_i = - R_Аx + R_Вx - F_t1 = - 1286,8 + 4503,9 - 3217,1 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

Н;

Н.

6.2.2 Определяем реакции опор тихоходного вала

Рисунок 11 - Схема нагружения тихоходного вала

Из эскизной компоновки определяем:

а = 68 мм; b = 124 мм; c = 98 мм; d = 0,5•d₂ = 0,5•222,06 = 111,53 мм.

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

Н;

Н.

Проверка

УY_i = R_Аy - F_r2 + R_By = 2113,1 - 2528,1 + 415 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

 ;

Н;

;

Н.

Проверка

УХ_i = R_Аx - F_t2 + R_Вx - F_м = 1430,9 - 3217,1 + 3053,5 - 1267,3 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

Н;

Н.

6.3 Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъемности

6.3.1 Исходные данные для расчета быстроходного вала [8, раздел 9]:

Частота вращения вала - n = 456 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника - L_h = 10000 ч;

Подшипник 7209А

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 62700 Н;

Факторы нагружения e = 0,4; Y = 1,5

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Радиальные реакции R_rA = R_A = 2154,3 Н; R_rB = R_B = 4700,9 Н;

Осевая сила F_A = F_a1 = 2528,3 Н.

6.3.2 Определяем осевые составляющие радиальных реакций по формуле

S = 0,83•e• R_r,

S_A = 0,83•e• R_rA = 0,83•0,4•2154,3 = 715,2 H;

S_B = 0,83•e• R_rB = 0,83•0,4•4700,9 = 1560,7 H.

6.3.3 Определяем осевые силы подшипников

Рисунок 10 - Схема нагружения подшипников быстроходного вала

Т.к. S_A < S_B и S_B - S_A = 845,5 < F_A = 2528,7, то осевые силы составят

R_aA = S_A = 715,2 H;

R_aB = F_A + R_aA = 2528,7 + 715,2 = 3243,9 H.

6.3.4 Определяем отношения

, тогда для опоры A получим Х = 1 и Y = 0;

, тогда для опоры B получим Х = 0,4 и Y = 1,5.

6.3.5 Определяем эквивалентные динамические силы по формуле

P_E = (V•X•F_r +Y•F_a)•K_Б•К_Т,

где К_Б - коэффициент безопасности. Принимаем К_Б = 1,3 [8, раздел 9];

К_Т - температурный коэффициент. Принимаем К_Т = 1,0 [8, раздел 9].

P_EA = (V•X• R_rA +Y• R_aA)•K_Б•К_Т = (1•1•2154,3 + 0)•1,3•1 = 2800,6 Н;

P_EB = (V•X• R_rB +Y• R_aB)•K_Б•К_Т = (1•0,4•4700,9 + 1,5•3243,9)•1,3•1 = 8770,1 Н.

Дальнейший расчет проводим для опоры B, как наиболее нагруженной.

6.3.6 Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле

,

где k - показатель степени. Для роликовых подшипников k = 10/3 [8, раздел 9].

Н.

Т.к. С_тр < С_r, то предварительно выбранный подшипник подходит.

6.3.7 Исходные данные для расчета тихоходного вала [8, раздел 9]:

Частота вращения вала - n = 114 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника - L_h = 10000 ч;

Подшипник 7211А

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 84200 Н;

Факторы нагружения e = 0,4; Y = 1,5

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Радиальные реакции R_rA = R_A = 2552 Н; R_rB = R_B = 3081,6 Н;

Осевая сила F_A = F_a2 = 826,9 Н.

6.3.8 Определяем осевые составляющие радиальных реакций по формуле

S_A = 0,83•e• R_rA = 0,83•0,4•2552 = 847,3 H;

S_B = 0,83•e• R_rB = 0,83•0,4•3081,6 = 1023,1 H.

6.3.9 Определяем осевые силы подшипников

Рисунок 12 - Схема нагружения подшипников тихоходного вала

Т.к. S_A < S_B и F_A > 0, то осевые силы составят

R_aB = S_B = 1023,1 H;

R_aA = F_A + R_aB = 826,9 + 1023,1 = 1850 H.

6.3.10 Определяем отношения

, тогда для опоры A получим Х = 0,4 и Y = 1,5;

, тогда для опоры B получим Х = 1 и Y = 0.

6.3.11 Определяем эквивалентные динамические силы по формуле

P_EA = (V•X• R_rA +Y• R_aA)•K_Б•К_Т = (1•0,4•2552 + 1,5•1850)•1,3•1 = 4934,5 Н;

P_EB = (V•X• R_rB +Y• R_aB)•K_Б•К_Т = (1•1•3081,6 + 0)•1,3•1 = 4006,1 Н.

Дальнейший расчет проводим для опоры A, как наиболее нагруженной.

6.3.12 Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле

Н.

Т.к. С_тр < С_r, то предварительно выбранный подшипник подходит.

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

7.1 Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения [у_см] = 120 МПа.

7.2 Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия

где l_р - рабочая длина шпонки, мм.

Быстроходный вал: d = 32 мм, шпонка 10Ч8Ч56, t₁ = 5 мм;

МПа.

Тихоходный вал: d = 45 мм шпонка 14Ч9Ч80, t₁ = 5,5 мм;

МПа.

Тихоходный вал: d = 58 мм шпонка 16Ч10Ч56, t₁ = 6 мм;

 МПа.

Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.

8. Проверочный расчет валов редуктора

8.1 Выбор материалов для изготовления валов

8.1.1 Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s > [s] = 2,5.

8.1.2 Исходные данные [2, раздел 3.2]:

- материал вала сталь 45 ГОСТ 1050-88, улучшенная;

- предел прочности у_в = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба у_-1 = 353 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения ф_-1 = 216 МПа;

- коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ш_у = 0; ш_ф = 0;

8.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

8.2.1 Расчет будем вести для тихоходного вала, как наиболее нагруженного. Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости “M_х”

8.2.2 Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости “M_y”

8.2.3 Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

8.2.4 Строим эпюру крутящих моментов =

Рисунок 13 - Эпюры внутренних силовых факторов

8.3 Определение коэффициентов запаса прочности

8.3.1 Расчет ведем для сечения вала C (рисунок 13), т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза. Диаметр вала d = 58 мм.

8.3.2 Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба по формуле [2, раздел 8.2]

где k_у - коэффициент концентрации напряжений при изгибе, k_у = 1,79;

е_у - масштабный фактор, учитывающий влияние размеров, е_у = 0,8;

в - коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов. При отсутствии специального упрочнения или термообработки в = 0,95…0,98 (шлифование), принимаем в = 0,97;

у_а - амплитуда напряжений изгиба, МПа;

у_m - среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа. Т.к. осевая нагрузка на вал мала, то принимаем у_m = 0.

Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле

где М_и - изгибающий момент в расчетном сечении, М_и = 173,5 Н•м;

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм³.

Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле

8.3.3 Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения по формуле [2, раздел 8.2]

где k_ф - коэффициент концентрации напряжений кручения, k_ф = 1,68;

е_ф - масштабный фактор, учитывающий влияние размеров, е_ф = 0,68;

ф_а - амплитуда напряжений кручения, МПа;

ф_m - среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.

Амплитудное и среднее значение касательных напряжений определяется по формуле:

,

где М_к - крутящий момент в расчетном сечении, М_к = 358,8 Н•м;

W_p - полярный момент сопротивления сечения кручению, мм³.

Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле

;

.

8.3.4 Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения по формуле

Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.

9. Назначение посадок основных деталей редуктора

9.1 Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 10.

Таблица 10 - Посадки основных деталей передач

Соединение	Посадка
Зубчатые колеса на вал	H7 p6
Распорные кольца	H8 k6
Мазеудерживающие кольца на вал	H7 k6
Сквозные крышки подшипников в корпус	H7 h8
Глухие крышки подшипников в корпус	H7 d9
Стакан в корпус	H7 js6
Полумуфта на вал	H7 n6
Шкив на вал	H7 h6
Внутренние кольца подшипников на вал	L0 k6
Наружные кольца подшипников в корпус	H7 l0
Манжеты на вал	отклонение вала h11

10. Смазка и сборка редуктора

10.1 Смазывание зубчатого зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях у_Н до 600 МПа и окружной скорости колес до 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28•10^-6 мм²/с. Принимаем масло И-Г-А-32.

Смазывание подшипников производится пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при сборке.

10.2 Сборка редуктора производится в соответствии со сборочным чертежом. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской

На быстроходный вал 7 надевают мазеудерживающее кольцо 8 и напрессовывают конические роликоподшипники 41, предварительно нагретые в масле до 80-100? и установленные в стакане 5.

В начале сборки тихоходного вала 11 закладывают шпонку 37 и напрессовывают колесо 12 до упора в буртик вала. Затем надевают распорное кольцо 13, мазеудерживающие кольца 14 и напрессовывают конические роликоподшипники 42, нагретые в масле.

Собранные валы устанавливают в основание корпуса редуктора 3. После этого надевают крышку корпуса редуктора 4 и затягивают болты 25, 26 и 27. Для центровки крышку корпуса устанавливают на основание корпуса с помощью двух конических штифтов 38.

Затем вставляют в сквозные подшипниковые крышки резиновые манжеты 39 и 40 и устанавливают крышки 9, 15 и 16 с прокладками 10 и 17. Ввертывают пробку 19 маслоспускного отверстия с уплотнительным кольцом 20 и маслоуказатель 2 с прокладкой 18. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой 1 с прокладкой 21.

Осевой зазор в подшипниках быстроходного вала регулируют поджатием круглой шлицевой гайки 30 со стопорной шайбой 34. Подшипники тихоходного вала регулируются при помощи набора тонких металлических прокладок 17 за счет выбора их суммарной толщины.

Регулирование пятна контакта зубчатого зацепления осуществляется за счет осевых смещений валов и установленных на них зубчатых колесах при помощи прокладок 6 и 17. Осевое смещение быстроходного вала достигается за счет изменения толщины набора прокладок 6. Осевое смещение тихоходного вала достигается за счет перестановки прокладок 17 из под фланцев подшипниковых крышек 15 и 16.

Собранный и отрегулированный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе испытаний.

Список литературы

1. Тростин В.И. Методика расчетов параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических зубчатых передач. - Гомель: ротапринт ГФ БПИ, 1980. - 43 с.

2. Чернавский С.А. Боков К.Н., Чернин И.М., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005, 416 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие. для техн. спец. вузов - М.: Высшая школа, 2000. - 447с., с ил.

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. спец. техникумов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1987. - 383 с.: ил.

5. Иванов М.Н. Детали машин. Учеб. для студентов высш. техн. учеб. завед. - 5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с.: ил.

6. Гулиа Н.В. Детали машин. Учебник для студ. сред. проф. образования. - М.: Издательский центр «Академия», 2004. 416 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Ч 1/ А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Высшая школа, 1982. - 2085с.

8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454с.

9. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Учеб. пособие. - Мн.: УП «Технопринт», 2002. - 290 с.

Размещено на Allbest.ru