Размещено на http:www.allbest.ru/

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

Общий КПД привода

где - КПД зубчатых колёс, [1, табл.9.1];

- КПД цепной передачи, [1,табл.9.1];

- КПД муфты, [1,табл.9.1];

- КПД пары подшипников качения, [1, табл.9.1].

Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

Принимаем электродвигатель марки 4А160S6УЗ [1,табл.18.1], мощность которого кВт, синхронная частота вращения об/мин, скольжение %. Диаметр выходного конца ротора мм, а его длина мм [1,табл.18.2].

Номинальная частота вращения вала электродвигателя

об/мин.

Номинальная угловая скорость двигателя

рад/с.

Общее передаточное отношение привода

где - передаточное отношение зубчатой передачи редуктора;

(принимаем согласно рекомендаций [1, табл. 10.1]);

- передаточное отношение цепной передачи.

Расчетное передаточное отношение цепной передачи

.

Кинематические параметры привода по валам:

быстроходный вал редуктора

рад/с,

об/мин;

тихоходный вал редуктора

рад/с,

об/мин;

выходной вал привода (ведущий вал машины)

рад/с,

об/мин.

Силовые параметры привода по валам:

кВт,

кВт,

кВт,

кВт,

Нм,

Нм,

Нм,

Нм.

Данные расчета сводим в таблицу 1. редуктор муфта вал

Таблица 1 - Кинематические и силовые параметры привода по валам

Наименование	Индекс вала	Частота вращения п, об/мин	Угловая скорость , рад/с	Мощность Р, кВт	Момент Т, Нм
1	2	3	4	5	6
Вал электродви- гателя	дв	973	101,8	9,3	91,35
Быстроходный вал редуктора	1	973	101,8	9,114	89,52
Тихоходный вал редуктора	2	243	25,45	8,84	347,3
Ведущий вал машины	3	107	11,21	8	713,6

2. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные для расчета: кВт; Нм;

об/мин;;

Число зубьев:

ведущей звёздочки

ведомой звёздочки

Принимаем и.Тогда фактическое передаточное отношение

, а отклонение (допустимо )

Предварительный шаг приводной роликовой цепи (типа ПР)

мм

Принимаем цепь ПР 31,75-8850 ГОСТ 13568-75 [ 1,таблица 13,1 ] для которой t=31,75 мм, Q=8850 даН, q=3,8 кг/м, мм

Скорость цепи

м/с.

Окружная сила

Н.

Расчетный коэффициент нагрузки

,

где к_д=1,2-коэффициент, учитывающий характер нагрузки [1,табл. 13.4];

к_а=1,0-коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния

[1,табл. 13.4];

к_н=1,0-коэффициент, учитывающий влияния угла наклона линии центров

звездочек к горизонту [1,табл. 13.4];

к_реж=1,0-коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки

[1,табл. 13.4];

к_рег=1,25-коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения

цепи [1,табл. 13.4];

к_см=1,3-коэффициент, учитывающий способ смазки [1,табл. 13.4];

Давление на шарнире цепи

МПа.

Допускаемое давление

МПа,

где МПа - допускаемое давление в шарнирах цепи [1,табл.13.3].

Условие работоспособности выполнено.

Необходимое число звеньев цепи

,

где - из конструктивных соображений [1,табл.13.10].

Расчетное число звеньев цепи (округляем до четного числа) L_t=102.

Расчетное межосевое расстояние цепной передачи

мм.

Диаметры делительных окружностей звездочек

мм;

мм.

Геометрическая характеристика зацепления



где - диаметр ролика цепи [1, табл.13.1].

Диаметры наружных окружностей звездочек

мм;

мм,

где К=0,555- коэффициент высоты зуба [1, табл. 13.8].

Силы в цепной передачи:

окружная (определена выше) F_tц=2754 Н;

от центробежных нагрузок Н;

от провисания цепи Н,

где k_f =5 коэффициент, учитывающий расположение цепи [1.табл. 13.10];

ускорение свободного падения.

Расчетная нагрузка на валы

Н

Коэффициент запаса прочности цепи

,

где [s]=8,9- нормативный коэффициент запаса [1, табл. 13.5].

Размеры ведущей звездочки:

 диаметр ступицы

мм;

где мм - диаметр выходного конца тихоходного вала редуктора (п.3.2.2);

длина ступицы с учетом исполнения шпонки

мм мм,

где мм - длина шпонки в сопряжении “вал - ступица звездочки” (п.3.3);

ширина зуба (для однорядной звездочки) [1, табл.13.8]

мм мм.

где мм - расстояние между пластинами внутреннего звена [1, табл.13.1].

3. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

3.1 Расчет зубчатой передачи

3.1.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Так как в техническом задании нет ограничений по габаритам, то вы-

бираем материал с твердостью до 350 НВ [1. табл.10.2]: принимаем для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, средняя твердость НВ= 260 НВ; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но средняя твердость (с учетом диаметра заготовки) на 80 единиц ниже

НВ= 180 НВ. Разность средней твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса более 70 HB приводит к увеличению нагрузочной способности передачи, уменьшению ее габаритов и металлоемкости.

Допускаемые контактные напряжения

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе цик-

лов[1. табл.10.3];

- коэффициент долговечности, (длительный срок службы привода)

- коэффициент безопасности [1. табл.10.3].

Допускаемые контактные напряжения для материала

 шестерни МПа;

колеса МПа.

Расчетные допускаемые контактные напряжения (передача косозубая и разность твердости материалов шестерни и колеса более 70HB) [1,табл.10.3]

МПа.

Требуемое условие МПа выполнено.

Допускаемые напряжения изгиба (нагрузка односторонняя)

,

где - коэффициент долговечности,

(длительный срок службы привода)

Предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов для стали 45

[1, табл.10.4]:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Коэффициент безопасности

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала

[1, табл.10.4];

,00 - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубча того колеса [1, табл.10.4].

Допускаемые напряжения изгиба

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

3.1.2 Проектировочный расчет передачи

Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при симметричном расположении колес 5 [1, табл.10.5]; коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учетом твердости материала [1, табл.10.1].

Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям

мм,

где - для косозубых колес.

Стандартное межосевое расстояние мм [1, табл.10.1].

Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес [1, табл.10.1].

мм,

принимаем мм [1,табл.10.1].

Угол наклона зубьев должен находиться от до [1, табл.10.1].

Предварительно принимаем угол наклона зубьев .

Число зубьев шестерни

,

принимаем .

Число зубьев колеса .

Фактическое значение . Отклонения фактического передаточного отношения от расчетного нет (допускается ).

Угол наклона зубьев

,

.

Основные размеры шестерни и колеса диаметры делительные

мм;

мм;

проверка мм;

диаметры вершин зубьев

мм;

мм;

диаметры впадин зубьев

мм;

мм;

ширина зубчатого венца колеса и шестерни

мм,

мм.

3.1.3 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

Окружная скорость колес

м/с.

При данной скорости принимаем 8-ю степень точности [1, табл.10.7].

Коэффициент нагрузки

где - коэффициент концентрации нагрузки [1, табл.10.9];

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

[1.табл.10.11];

- коэффициент динамической нагрузки [1, табл.10.10].

Прочность зубьев по контактным напряжениям



МПа < [] = 417 МПа.

Перегрузка .

Допускается недогрузка не более 15 % , а перегрузка не более 5%.

3.1.4 Силы действующие в зацеплении

Силы, действующие в зацеплении:

окружная Н;

радиальная Н;

где - угол профиля зубьев для передачи без смещения;

осевая Н.

3.1.5 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

где - коэффициент концентрации нагрузки [1, табл.10.9];

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

[1,табл.10.9];

- коэффициент динамической нагрузки [1, табл.10.10].

Эквивалентное число зубьев:

у шестерни ;

у колеса .

Коэффициенты формы зуба ; [1, табл.10.8].

Коэффициент наклона зуба

.

Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб

МПа < МПа.

МПа < МПа.

Условие прочности выполнено.

3.2 Проектировочный расчет валов редуктора

Материал валов принимаем сталь 45, термическая обработка - улучшение.

Проектировочный расчет валов выполняем по касательным напряжениям от кручения, то есть, не учитываем напряжения от изгиба, влияния концентраторов напряжений и циклический характер действия напряжений. Поэтому для компенсации приближенности проектировочного расчета, допускаемые напряжения принимаем заниженными: .

3.2.1 Быстроходный вал

Диаметр выходного конца вала

мм.

Так как быстроходный вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя ( мм, см. п.1), необходимо согласовать диаметры выходного конца быстроходного вала редуктора и выходного конца ротора электродвигателя в пределах одного номинального момента муфты. Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 710-48-I.1-45-I.2-УЗ ГОСТ 21424-93 (п.4), у которой одна полумуфта с цилиндрическим отверстием под вал диаметром 48 мм, а другая - с цилиндрическим отверстием под вал 45 мм. Таким образом, принимаем мм.

С учетом типоразмеров подшипников качения и необходимости на валу буртика определенной высоты [1, табл.14.1] для упора ступицы полумуфты при сборке редуктора, принимаем диаметр вала под подшипниками мм.

Предполагаемый диаметр вала под шестерней мм. Условие совместного изготовления вала заодно с шестерней [1, табл.10.12].

Расстояние от впадин зубьев шестерни до шпоночного паза:

мм,

где мм - глубина шпоночного паза во втулке [1, табл.7.1];

мм - диаметр впадин зубьев шестерни (см. п.3.1.2).

Так как , то изготовляем вал-шестерню (материал сталь 45).

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

3.2.2 Тихоходный вал

Диаметр выходного конца вала

мм.

Принимаем из стандартного ряда [1, табл.14.1] мм. С учетом типо-размеров подшипников качения и необходимости на валу буртика определенной высоты [1, табл.14.1] для упора ступицы ведущей звездочки при сборке редуктора, принимаем диаметр вала под подшипниками мм.

Диаметр вала под колесом мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

3.3 Проектировочный расчет шпоночных соединений

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок принимаем по ГОСТ 23360-78 [1, табл.7.1].

Материал шпонок - сталь 45, термическая обработка - нормализация.

Рабочая длина шпонки из условия прочности

,

где Т- вращающий момент на валу;

d - диаметр цапфы вала в месте шпоночного соединения;

- геометрические размеры шпоночного соединения согласно стандарту.

Допускаемые напряжения смятия неподвижных шпоночных соединений при циклическом нагружении и стальной ступице МПа, а при чугунной ступице МПа [1, табл.7.6].

Быстроходный вал. Шпонка на выходном конце вала, сопряжение “вал - полумуфта”.мм; мм; мм [1, табл.7.1]; длина ступицы полумуфты мм, материал полумуфты - чугун марки СЧ20[1, табл.16.1].

Рабочая длина шпонки

мм.

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 1)

мм.

С учетом длины полумуфты и стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной мм (Шпонка ГОСТ 23360-78).

Тихоходный вал. Шпонка под колесом, сопряжение “вал - ступица зубчатого колеса”. мм; мм; мм [1, табл.7.1]; материал ступицы колеса - сталь 45.

Рабочая длина шпонки

мм.

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 1)

мм.

С учетом стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной мм (Шпонка ГОСТ 23360-78).

Шпонка на выходном конце вала, сопряжение “вал - ступица звездочки”. мм; мм; мм [1, табл.7.1]; материал ступицы звездочки - сталь 45.

Рабочая длина шпонки

мм.

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 3)

мм.

С учетом стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной мм (Шпонка ГОСТ 23360-78).

3.4 Конструктивные размеры зубчатых колес

Шестерня, размеры которой определены выше, выполнена заодно с валом.

Геометрические параметры зубчатого колеса [1, табл.10.12]:

диаметр ступицы мм;

длина ступицы с учетом ширины зубчатого венца (см. п.3.1.2) и длины шпонки в сопряжении “вал - ступица зубчатого колеса” (см. п.3.4) мм;

толщина обода мм;

принимаем мм;

толщина диска мм; диаметр центровой окружности

мм;

диаметр отверстий

мм.

3.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки [1, табл.17.1]:

мм;

мм,

принимаем мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки [1, табл.17.1]:

верхнего пояса корпуса и крышки

мм;

мм;

нижнего пояса корпуса без бобышек

мм.

Диаметры болтов [1,табл.17.1]:

фундаментных

мм,

принимаем болты с резьбой М 16 [1, табл.6.13];

крепящих крышку к корпусу подшипника

мм,

принимаем болты с резьбой М 12 [1, табл.6.13];

соединяющих крышку с корпусом

мм,

принимаем болты с резьбой М 8 [1, табл.6.13].

3.6 Эскизная компоновка редуктора

В соответствии с рекомендациями [1, табл. 15.14] для опор валов редуктора назначаем шариковые радиальные подшипники. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников мм, и (см.п.3.2). Параметры подшипников согласно ГОСТ 8338-75 [1, табл.15.1] приведены в таблице 2.

В соответствии с рекомендациями [1, табл. 19.3] смазывание подшипников осуществляем маслом в картере за счет брызг при работе редуктора, так как окружная скорость колес м/с (см. п.3.1.3).

Размеры торцевых крышек [1. табл. 17.6].

Таблица 2 - Параметры подшипников.

Вал	Условное Обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	B	Динамическая C	Статическая
Быстроходный	210	50	90	20	35,10	19,80
Тихоходный	210	50	90	20	35,10	19,80

Эскизную компоновку (рис. 2) выполняем в следующей последовательности:

а) намечаем расположение проекций компоновки в соответствии со схемой привода и наибольшем размером зубчатых колес;

б) на горизонтальной проекции проводим две вертикальные параллельные линии на расстоянии (см. п.3.1.2), которые являются осевыми линиями валов редуктора;

в) вычерчиваем упрощенно зубчатую пару колес в виде прямоугольников в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектировочного расчета (см. п.3.1.2), с учетом того, что шестерня выполнена заодно с валом;

г) проводим контур внутренней стенки корпуса на расстоянии мм от торцов колес для предотвращения их контакта во время работы редуктора; при этом зазор между наружным диаметром подшипников и контуром стенок должен быть не менее величины ; расстояние между дном корпуса редуктора и поверхностью колес должен быть не менее ;

д) вычерчиваем контуры подшипников согласно размерам, приведенным в таблице 2; в соответствии с принятой системой смазки размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5 мм;

е) на выходных концах быстроходного и тихоходного валов вычерчиваем гнезда под подшипники; глубина гнезда мм, гдемм - толщина стенки корпуса (см. п.3.5), а мм - ширина верхнего фланца корпуса, определяемая по табл.17.1 [1] с учетом диаметра болтов , соединяющих крышку с корпусом (см. п.3.5);

ж) вычерчиваем торцовые крышки узлов подшипников в соответствии с размерами [1, табл.17.6];

з) вычерчиваем ступени валов на соответствующих осях по размерам, полученным выше (см. п.2 и п.3.2); ступени выходных концов быстроходного и тихоходного валов располагаем на расстоянии 5 мм от внешнего торца полумуфты (см. п.3.2 и табл.16.1 [1]) и длине ступицы звездочки мм (см. п.2);

и) измерением устанавливаем расстояние между точками приложения реакции опор валов и силами в зацеплении зубчатых колес: мм, мм, а также между точками приложений реакции опор и консольными силами мм, мм; при этом точку приложения силы давления на вал от цепной передачи принимаем к середине выходного конца тихоходного вала, а точку приложения силы давления муфты в торцовой плоскости выходного конца быстроходного вала.

3.7 Проверочный расчет подшипников

3.7.1 Опоры быстроходного вала

Из предыдущих расчетов: Н, Н, Н (см. п.3.1.4), мм; мм, мм (см. рис.2).

Нагрузка на вал от муфты [1, табл. 16.3]

Н.

Реакции опор от силы в зубчатом зацеплении (рис. 3, б):

в плоскости хz

;

H;

;

Н;

проверка: ;

в плоскости уz

;

Н;

Н;

Н;

проверка:

.

Рисунок 3 - Расчетная схема и эпюры силовых факторов быстроходного вала Редуктора

Реакции опор от силы (рис.3, е), направление которой на рисунке показано условно, так как муфта вращается:

;

Н;

Н;

проверка: .

Суммарные реакции опор

Н;

Н.

Эквивалентная нагрузка

,

в которой Н; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [1, табл.15.11]; [1, табл.15.12].

Отношение , этой величине соответствует [1, табл.15.9].

Рассмотрим подшипник опоры 1. , поэтому осевую нагрузку не учитываем. Тогда , [1, табл.15.9].

Н.

Рассмотрим подшипник опоры 2. , поэтому следует учитывать осевую нагрузку. Тогда , [1, табл.15.9].

Н

Так как , расчет долговечности подшипников проводим по опоре 1

млн об.

Расчетная долговечность в часах

ч,

что больше минимальной долговечности подшипников ч для зубчатых редукторов по ГОСТ 16162 - 93 [1, табл.15.14].

3.7.2 Опоры тихоходного вала

Из предыдущих расчетов: Н, Н, Н, (см. п.3.1.4), мм; мм, мм (см. рис.2).

Нагрузка на вал от цепной передачи Н (см. п.2).

Составляющие нагрузки на вал от цепной передачи по осям (рис. 4)

Н;

Н.

Реакции опор (рис.4):

в плоскости xz

;

Н;

;

Н;

проверка: .

в плоскости yz

;

Н;

;

Н;

проверка: .

Рисунок 4 - Расчетная схема и эпюры силовых факторов тихоходного вала редуктора

Суммарные реакции опор

Н;

Н.

Эквивалентная нагрузка

,

в которой Н; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [1, табл.15.11]; [1, табл.15.12].

Отношение , этой величине соответствует [1, табл.15.9].

Рассмотрим подшипник опоры 3. , поэтому не учитываем осевую нагрузку. Тогда , .

Н.

Рассмотрим подшипник опоры 4. , поэтому не учитываем осевую нагрузку. Тогда , .

Н

Так как , расчет долговечности подшипников проводим по опоре 4

млн об.

Расчетная долговечность в часах

 ч,

что больше минимальной долговечности подшипников ч для зубчатых редукторов по ГОСТ 16162 - 93 [1, табл.15.14].

3.8 Конструктивная компоновка редуктора

Используем чертеж эскизной компоновки (см. рис.2). На данном этапе компоновки необходимо конструктивно рассмотреть основные детали редуктора, что будет, затем использовано при проверочном расчете валов на прочность и оформлении сборочного чертежа.

Схема смазки зацепления и подшипников принята в п.3.6. В нижней части корпуса устанавливаем пробку для спуска масла [1, табл.17.2] и жезловый маслоуказатель [1, табл.17.9].

Конструкция корпуса должна обеспечить сборку редуктора. Геометрические размеры некоторых элементов корпуса определены в п.3.5, а остальных - принимаем конструктивно. Основные конструктивные размеры валов и зубчатых колес определены в п.3.2 и п.3.4. Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем заплечики вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой; место перехода вала под распорной втулкой смещаем на 1…2 мм внутрь ступицы колеса с тем, чтобы гарантировать прижатие торца втулки к торцу ступицы колеса, а не к галтели вала. Крышки подшипниковых узлов на валах с одной стороны глухие, а с другой (на быстроходном и тихоходном валах) сквозные с манжетными уплотнениями. Под крышки устанавливаем набор металлических прокладок для регулирования зубчатого зацепления при сборке редуктора.

3.9 Выбор посадок сопряжений основных деталей

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.3.8 [1]:

посадка зубчатых колес на вал - Н7/r6.

посадка звездочки цепной передачи на тихоходный вал редуктора - H7/h6

посадка полумуфты на быстроходный вал - H7/k6.

посадка подшипников на вал (нагружение внутреннего кольца - циркуляционное) - L0/k6 [1, табл.15.16],

посадка подшипников в корпусе редуктора (нагружение наружного кольца - местное) - H7/.

посадка распорных втулок на вал - H7/k6;

посадка шпонок в паз вала - N9/h9, а в паз ступицы - Js9/h9 [1, табл.7.4].

3.10 Проверочный расчет валов

Расчет производим для предположительно опасных сечений каждого из валов. Проверочный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при .

Результирующий коэффициент запаса прочности

,

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям (нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу и поэтому среднее напряжение цикла ) и касательным напряжениям (касательные от кручения изменяются по отнулевому циклу).

;

,

где и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений;

и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечениявала.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

;

,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров сечения;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Быстроходный вал (см. рис.3). Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термическая обработка - улучшение. При диаметре заготовки до 80 мм (в нашем случае мм) предел прочности МПа [1, табл.10.2].

Предел выносливости материала

МПа,

МПа.

Сечение A - A. Диаметр вала в этом сечении мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: и [1, табл.14.9]; , [1, табл.14.5]; (шероховатость поверхности мкм) [1, табл.14.12]; (поверхность без упрочнения) [1, табл.14.11]; [1, табл.14.13].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

;

.

Изгибающий момент (см. рис.3)

Нмм,

где мм - длина шпонки (см. п.3.3);

мм - длина ступицы полумуфты (см. п.3.3);

Н - сила нагрузки на вал от муфты (см. п.3.7.1).

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения ( мм; ширина шпоночного паза мм, а его глубина мм [1, табл.7.1])

 мм³;

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности

Большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр выходного конца вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя (см. п.3.2.1).

По этой же причине проверять прочность в сечении Б--Б нет необходимости. Прочность вала обеспечена.

Тихоходный вал (см. рис.4). Материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшение.

Наибольший диаметр вала [1, табл.14.1]

мм,

где мм - см. п.3.2.2;

При диаметре заготовки до 80 мм предел прочности МПа [1, табл.10.2].

Предел выносливости материала

МПа,

МПа.

Сечение В - В. Диаметр вала в этом сечении мм. В данном сечении два источника концентрации напряжений: наличие шпоночного паза и посадка с натягом в опряжении “ступица колеса - вал”. Коэффициенты концентрации напряжений от посадки с натягом , [1, табл.14.10] (шероховатость поверхности мкм) [1, табл.14.12]; (поверхность без упрочнения) [1, табл.14.11]; [1, табл.14.13]. Коэффициенты концентраций напряжений от шпоночного паза: и [1, табл.14.9]; , [1, табл.14.5]; отношения и .

При расчете учитываем источник концентрации с наибольшим отношением.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

;

.

Изгибающий момент (см. рис.4)

Нм

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения ( мм; ширина шпоночного паза мм, а его глубина мм [1, табл.7.1])

мм³;

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение Г - Г. Диаметр вала в этом сечении мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: , [1, табл.14.9]; , [1, табл.14.5]; (шероховатость поверхности мкм) [1, табл.14.12]; (поверхность без упрочнения) 1, табл.14.11]; [1, табл.14.13].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

;

.

Изгибающий момент (см. рис.4)

Нмм,

где мм - длина шпонки (см. п.3.3);

мм - длина ступицы ведущей звездочки (см. п.2);

Н - сила нагрузки на вал от муфты (см. п.2).

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (мм; ширина шпоночного паза мм, а его глубина мм [1, табл.7.1])

мм³;

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение Д - Д. Диаметр вала в этом сечении мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: , [1, табл.14.10] (шероховатость поверхности мкм) [1, табл.14.12]; (поверхность без упрочнения) [1,табл.14.11]; [1, табл.14.13].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

;

.

Изгибающий момент (см. рис.4)

Нм,

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (мм)

мм³;

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

;

.

Результирующий коэффициент запаса прочности

Прочность вала обеспечена.

3.11 Выбор смазочных материалов

Так как окружная скорость зубчатого колеса v > 1 м/с (см. п.3.1.3), то смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

По табл.19.4 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и скорости до 5,0 м/с (см. п.3.1.3) рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 . По табл.19.1 [1] принимаем масло индустриальное И-20А ГОСТ 20799-88* (И-Л-А-32 по ГОСТ 17479.4-87).

3.12 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 быстроходный вал напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле;

- в тихоходный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорные втулки и напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и устанавливают 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 устанавливают крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки зубчатого зацепления.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой 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.

4 ВЫБОР МУФТЫ

Исходя из характера выполняемого производственного процесса машиной и технического задания на проектирование привода, для соединения выходных концов выходного вала привода и быстроходного вала редуктора, установленных на общей раме, принимаем упругую втулочно - пальцевую муфту (МУВП). Эта муфта обладает достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции, что снижает действие пусковых нагрузок на валы.

Типоразмер муфты выбираем с учетом диаметров соединяемых валов (см. п.3.2.2) и по величине расчетного вращающего момента

Нм,

где - коэффициент режима работы [1, табл.16.3];

Нм - момент на быстроходном валу редуктора.

С учетом длины шпонки в сопряжении “вал - ступица полумуфты” (см. п.3.1), принимаем муфту МУВП 710-48-I.1-45-I.2-УЗ ГОСТ 21424-93 [1, табл.16.1].

5 СБОРКА ПРИВОДА

Сборку привода производим в соответствии со сборочным чертежом в такой последовательности:

- в шпоночный паз выходных концов вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора закладываем шпонки и устанавливаем полумуфты;

- в шпоночный паз выходных концов выходного вала привода машины и тихоходного вала редуктора закладываем шпонки, напрессовываем соответственно ведомую и ведущую звездочки цепной передачи и закрепляем их от осевого сдвига торцовым креплением;

- устанавливаем электродвигатель и редуктор на раму машины, производим сборку и центровку муфты и цепной передачи;

- производим крепление узлов привода на раме машины при помощи фундаментных болтов.

После сборки привода устанавливаем по месту кожух ограждения цепной передачи.

Собранную машину подвергнуть испытанию по программе, установленной технической документацией.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Арон А.В. Справочное руководство по проектированию деталей машин:

Учебное пособие - Владивосток, Морской государственный университет им. адм. Г.И. Невельского, 2002. 200с.

2. Арон А.В., Зиборов С.Н. Руководство по проектированию приводов машин: Учебное пособие - Владивосток, Морской государственный университет им. Г.И. Невельского, 2002г.

Размещено на Allbest.ru