Расчет зубчатой передачи редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

2. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

3. Расчет зубчатой передачи редуктора

4. Расчёт открытой передачи

5. Предворительный расчет валов редуктора

6. Расчёт нагрузки валов редуктора

7. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

8. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор резьбового соединения

9. Первый этап компоновки редуктора

10. Проверкадолговечности подшипников

11. Второй этап компоновки редуктора

12. Подбор шпонок и проверочный расчёт шпоночных соединений

13. Уточненный расчёт валов редуктора

14. Смазка редуктора

15. Сборка редуктора

16. Техника безопасности

Литература



1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёт привода

редуктор электродвигатель передача шпонка

1.1 Выбор электродвигателя

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

з = з зп* з оп* з м* з пк,

где:ззп- коэффициент полезного действия закрытой передачи (редуктора),

з зп =(0,97...0,98)

зоп-коэффициент полезного действия открытой передачи (зубчато- ременной),Юоп =(0,92...0,96)

з м- коэффициент полезного действия муфты, Юм=(0,98..1)

з пк- коэффициент полезного действия пары подшипников качения,

з пк=(0,99...0,995)

з =0,97*0,92*0,98*0,99І*0,98=0,866.

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

Ртр=Р3/з,

Ртр=3,2/0,866=3,7 кВт.

По таблице выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью

Рном =4 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:



Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения об/мин
			синхронная	При номинальном режиме
1 2 3 4	4АМ132S8УЗ 4АМ112МВ6УЗ 4АМ100L4УЗ 4АМ100Ѕ2УЗ	4,0 4,0 4,0 4,0	750 1000 1500 3000	720 950 1430 2880

Находим общее передаточное число привода

u= uзп.Ч uоп

- передаточное число редуктора uзп=(4,0….8,0). Принимаем uзп=6

- передаточное число открытой передачи uоп =(2,0…6,0) Принимаем uоп =4

u=6Ч4=24

Находим необходимое число оборотов электродвигателя

nном= n3 u=56Ч24=1344 об/мин

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:

а) четвертый вариант (u=24? nном=1344об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения, так как двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс.

б) первый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения, так как двигатели с низкими частотами вращения (синхронными 750 об/мин) весьма металлоемки?

в) второй вариант (nном=950об/мин) не удовлетворяет условиям таблицы по частоте вращения;

г) третий вариант (nном=1430об/мин) удовлетворяет условиям задания.

Из рассмотренных четырёх вариантов предпочтительнее третий, так как он лишь один удовлетворяет условиям таблицы.

Определяем максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала привода:

?nпр= nпр*д/100?,

где: д- допускаемое отклонение скорости барабана,?.

?nпр=56*4/100=2,24 об/мин.

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала, приняв ?nпр= +1,12 об/мин.

[n пр]= n пр+ ?nпр= 56+1,12=57,12 об/мин,

отсюда фактическое передаточное число привода:

uф= nном /[n пр]=1430/57,12=25,04

Передаточное число ременной передачи:

uоп= uф/ uзп=25,04/6=4,2

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L4УЗ (Рном=4кВт? nном=1430об/мин)? передаточное число привода u= 25,04, редуктора uзп=6, ременной передачи uоп=4,2.



1.2 Кинематический и силовой расчет привода

Определяем мощности валов привода:

вал двигателя: Рдв=4,0 кВт?

быстроходный вал редуктора: Р1=Р дв* зоп* зпк,

Р1=4,0*0,92*0,99=3,64 кВт?

тихоходный вал редуктора: Р2= Р1* ззп* зпк,

Р2=3,64*0,97*0,99=3,5 кВт?

вал рабочего органа: Р3= Р2* зм,

Р3=3,5*0,98=3,43 кВт?

Определяем частоту вращения валов привода:

вал двигателя: n дв = n ном =1430 об/мин?

быстроходный вал редуктора: n1 = n ном/ u оп,

n1=1430/4,2=342,72 об/мин?

тихоходный вал редуктора: n2 = n1/ u зп,

n2= 342,72/6=57,12 об/мин?

вал рабочего органа: n3= n2=57,12 об/мин.

Определяем угловые скорости валов привода:

вал двигателя: щдв= р*nном/30,

щдв = 3,14*1430/30=149,7 1/сек?

быстроходный вал редуктора: щ1= щдв/ u оп,

щ1=149,7/4,2=35,64 1/сек?

тихоходный вал редуктора: щ2= щ1/ u зп,

щ2= 35,64/ 6=5,94 1/сек?

вал рабочего органа: щ3= щ2=5,94 1/сек.

Определяем вращающие моменты валов привода:

вал двигателя: Tдв= Рдв/ w дв,

Tдв =4*10і/ 149,7=26,72 Н/м?

быстроходный вал редуктора: T1= Tдв*uоп* зоп*зпк,

T1= 26,72*4,2*0,92*0,99= 102,21 Н/м?

тихоходный вал редуктора: T2= T1*uзп*зпк,

T2= 102,21*6*0,97*0,99=588,93 Н/м?

вал рабочего органа: T3= T2*зм= 588,93 *0,98= 577,16 Н/м.

Полученные значения сводим в таблицу 2.1.

№	Название вала и элементов передачи	Р (кВт)	N (об/мин)	щ (1/сек)	T (Нм)	u	Тип передачи
1	Электродвигатель (шкив ведущий)	4,0	1430	149,7	26,72	4,2	Зубчато-ременная
2	Ведущий вал редуктора(шкив ведомый, шестерня)	3,64	342,72	35,64	102,21
						6	шевронная
3	Выходной вал (колесо редуктора)	3,5	57,12	5,94	588,93



2. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, то по таблице определяем марку стали: для шестерни-40Х, твердость < 350 НВ1? для колеса -40Х, твердость< 350 НВ2. Разность средних твердостей НВ1ср- НВ2ср =20...50.

По таблице определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 269...302 НВ1, термообработка- улучшение, Dпред=125 мм? для колеса твердость 235...262 НВ2, термообработка- улучшение, Sпред=125 мм.

Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

шестерни: (269+302)/2=285,5 НВ;

колеса: (235+262)/2=248,5 НВ.

Рабочий ресурс привода Lh=10*10і часов.

Рассчитываем коэффициент долговечности.

Наработка за весь срок службы:

для колеса: N2=573*щ2* Lh,

N2=573*5,94*10*10і=34*1000000 циклов,

для шестерни: N1= N2*uзп,

N1=34*1000000*6=204*1000000 циклов.

Число циклов перемены напряжений Nно, соответствующее пределу выносливости, находим по таблице интерполированием:

Nно1=22,5*1000000 циклов >N1; Nно2=16,3*1000000 циклов >N2.

При числе циклов нагружения больше базового (N > NHO), что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL=1.

По таблице определяем допускаемое контактное напряжение [у]но соответствующее числу циклов перемены напряжений Nно.

[у]но= (1,8*НВср+67).

[у]Н1=(1,8*285,5+64)*1,0=577,9 МПа;

[у]Н2=(1,8*248,5+64)*1,0=511,3 МПа.

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ1ср- НВ2ср =20…50 рассчитывают по меньшему значению [у]Н из полученных для шестерни и [у]Н1 и колеса [у]Н2, т.е. по менее прочным зубьям.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[у]F= [у]FO*KFL,

где: KFL- коэффициент долговечности.

Наработка за весь срок службы: для шестерни N1=204*1000000 циклов, для колеса-N2=34*1000000 циклов.

Число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, NFO=4*1000000.

При числе циклов нагружения больше базового (N > NFO), что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KFL=1;

По таблице определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N FO:

[у] FO =1,03*НВср.

[у]F1=1,03*285,5*1,0=294 МПа;

[у]F2=1,03*248,5*1,0=256 МПа.

Расчёт модуля зацепления для цилиндрических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [у]F из полученных для шестерни [у]F1 и колеса [у]F2, т.е. по менее прочным зубьям.

параметр	Шестерня	колесо
материал	40Х	40Х
термообработка	Улучшение	улучшение
Твердость по Бринелю	НВ285,5	НВ248,5

Допустимые напряжения

Контактное напряжение Базовое контактное напряжение [у]Н=1,82НВ+64	[у]Н1=577,9	[у]Н2=511,3
Базовое число циклов нагрузки NHO=30НВ	NH1=3,82*	NH2=3,82*
Число циклов нагрузки NH=60nLh	NH1=20,56*	NH2=3,43*
Допустимое контактное напряжение [у]н	[у]Н1=577,9	[у]Н2=511,3
Напряжение изгиба Базовое напряжение [у]F0=1,03НВ	[у]F1=294	[у]F2=256

Число циклов нагрузки NF =NH

Допустимое число напряжения изгиба [у]F=[у]F0



3. Расчёт зубчатой передачи редуктора

3.1 Проектный расчёт

Межосевое расстояние определяем по формуле:

где: Ка- вспомогательный коэффициент. Для шевронных передач Ка=430;

шba=b2/aw- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,4-0,6 для шевронных колёс.

u-передаточное число редуктора;

-вращающий момент на шестерне редуктора;

- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев Кнв =1,1.

.

Принимаем .

Угол наклона зубьев для шевронных передач в=20-. Принимаем в=.

Определяем модуль зацепления:

m=(0,01….0,02)=1,6…..3,2

Принимаем по ГОСТ 21354-75 стандартное значение m=2

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

==19,796

Принимаем Z1=20

Определяем число зубьев колеса:

Уточняем параметры передачи:

Действительное передаточное число равно:

u==

Проверяем отклонение ?u от заданного u:

?u= [- u ]/ u *100% ? 3%,

?u= [6-6 ]/6*100% =0%? 3%.

Условие выполняется.

Угол наклона зубьев:

в=arcccos0,875=

Рассчитываем основные размеры зубчатых колес

Размеры	шестерня	колесо
Диаметры: Делительный
Выступов
Впадин
Ширина зуба	=80+3=83

Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости следует принимать 9-ю степень точности (S=9).

Рассчитываем усилие в зацеплении:

Окружную

Радиальное

Проверочный расчет.

При проектном расчете некоторые данные принимали по средним значениям. Постоянно округленные расчеты значений и действительные размеры передачи отличаются от проектных.

Рабочие контактные напряжения рассчитываем по формуле:

где:-постоянный коэффициент. Для стальных зубчатых колес, нарезанных стандартным инструментом, равняется 350- для шевронных колес.

- коэффициент, который учитывает неравномерное распределение нагрузки между зубьями. Для шевронной передачи приблизительно равен:

-коэффициент неравномерности распределения нагрузки на длину зуба.

где:=7,2 при симметрично обработанной шестерне;

-динамический коэффициент. Учитывает удары зубьев при выходе из зацепления:

где:=690-для косозубой и шевронной передач.

Подставляем все параметры:

Проверяем на допустимую недогрузку передачи:

?уН=[[у]Н2-уН2]/ [у]Н2*100% ?10%

?уН=[511,3-488,98]/ 511,3*100%= 4,36 %.

Условие выполняется. Однако для экономии материала зубчатых колёс можно уменьшить их ширину . Новое значение ширины зуба можно найти по соотношению:

Принимаем . пересчитываем рабочие напряжения.

Соответственно значение рабочего напряжения после перерасчета

Недогрузка на этот раз ровна 0,8%

Тогда принимаем ширину колес , .

Рабочее напряжение изгиба в ножке зуба определяем по формуле:

где -сила колеса

-ширина колеса

-модуль зацепления

-модуль зацепления, определяется по формуле:

где -эквивалентное число зубьев

,

тогда для шестерни:

для колеса:

Проверяем относительную мощность для:

Шестерни

Колеса

Так как зубья колеса при изгибе меньше прочные, проверяем колесо:

-коэффициент усиления зубьев

-коэффициент неравномерно распределенной нагрузки между зубьями:

где е?(1,6+0,001)=(1,6+0,001*20)*0,875=1,4175

тогда

Подставим все параметры в формулу:

Условие мощности сохраняется. Передача рассчитана правильно. Сводим результаты расчетов в таблицу.

параметр	обозначение	шестерня	колесо
Тип передачи		шевронная
Передаточное число		6
Межосевое расстояние		160
модуль	M	2
Число зубьев	Z	20	120
Угол наклона	В	29°20'
Степень точности	S	9	9
материал		40X	40X
Допустимые и рабочие напряжения	[ [	577,9 511,3 507,19 294 256 103,708
Усилие в зацеплении (Н) Круговое Радиальное		4472,1 1860,2
Вращающий момент (Нм)	T	102,21	588,93

4. Расчёт открытой передачи

Передаточное число u=4,2

Вращающий момент Т=26,72

Число оборотов ведущего шкива

Ресурс

Рассчитываем модуль передачи

m=1,65

Принимаем за ОН-6-07-5-63 стандартное значение m=5

Число зубьев шкива при модуле m=5мм равно16-20. Принимаем , тогда . Передаточное число выдержано точно.

Основные размеры передачи:

Рекомендованное межосевое расстояние берется в пределах:

0,5(+) m<a<2(+) m>0,5(20+84)5<a<2(20+84)5>260<a<1040

Принимаем промежуточное значение

Число зубьев ремня при выбранном модуле:

=65,282+52+3,178=120,46

Стандартное значение

Диаметр троса для ремней с модулем m=5-0,65-0,68

Длинна ремня: L=

Диаметр шкивов:

Межосевое расстояние a=0,25(л+

Где

1963,5-

a=0,25(1146,69+

Расчет зубьев ремня на сдвиг. Условное напряжение сдвига в основе зубьев ремня рассчитывают по формуле:

где -динамический коэффициент. Принимаем значение для спокойной нагрузки.

-окружная нагрузка

-число зубьев ремня, которые находятся в зацеплении с малым шкивом:

-допустимое контактное напряжение сдвига,

-коэффициент долговечности, где

ц=-корректирующий коэффициент, где:

-при двухсменной работе;

-при одном натяжном ролике.

Проверочный расчет.

Принимаем ближайшее значение

Расчеты размеров шкивов сводим в таблицу:

	Ведущий шкив	Ведомый шкив
Диаметры (мм): Делительный d=mz Выступов , где для m=5; i=0,0013 C= Впадин	=100 =0,052 88,46	=420 =0,219 408,62
Высота зуба (мм): h=0,9m
Длинна зуба (мм): b=

Усилие на валу рассчитываем по формуле:

Результаты расчетов сводим в таблицу:

Название	Обозначение	Результат
Тип передачи Передаточное число Модуль Число зубьев и диаметр шкивов Длинна ремня Межосевое расстояние Ширина ремня Усилие на валу Вращающий момент	u m / / /L a T	зубчатоременная 4,2 5 20/100 мм 84/420 мм 125/1963,5 мм 594,86 мм 40 мм 641,28 Н 26,72 Нм



5. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

ВЕДУЩИЙ ВАЛ:

Вращающий момент Т=102,21 Нм

Допускаемое напряжение на кручение примем . Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения зубчатоременной передачи.

Определим диаметр выходного конца вала на который насаживается шкив зубчатоременной передачи:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда .

Диаметр вала под подшипник принимаем .

ВЕДОМЫЙ ВАЛ:

Вращающий момент Т=588,93

Допускаемое напряжение на кручение примем .на выходной конец вала насаживается полумуфта:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда .

Диаметр вала под подшипник принимаем . Диаметр под зубчатое колесо принимаем

Примем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала вместе посадки подшипников , и сводим в таблицу:

Условное обозначение подшипника	d	D	B
	Размеры, мм
308 312	40 60	90 130	23 31



6. Расчёт нагрузки валов редуктора

В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах массы валов и деталей, насаживаемых на валы, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

Размещено на http://www.allbest.ru/

В цилиндрической шевронной передаче осевые силы, действующие на каждую половину шеврона, уравновешиваются. Радиальную и осевую силы определяют по формулам:

- окружная

где P-передаваемая мощность;

н-окружная скорость на среднем диаметре зубчатого колеса

- радиальная

где б-угол зацепления в нормальном сечении;

в-угол наклона зубьев



7. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

Шестерня.

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют ее изготавливать как вал-шестерню. В проектируемом редукторе по рекомендациям выбираем для изготовления вал-шестерни ст. 40Х, для тихоходного вала среднеуглеродистую сталь 45.

Её размеры: =45,71 мм, , 40,71 мм,

Колесо.

Цилиндрическое зубчатое колесо принимаем кованное.

Его размеры: мм, , , мм.

Толщина обода:

S=2,2*m+0,05*b2,

S=2,2*2+|0,05*80=8,4 мм.

Принимаем S= 10 мм.

Наружный диаметр ступицы:

dст =1,55*dк,

dст =1,55*65=104 мм.

Принимаем dст =105 мм.

Толщина ступицы:

д?0,3*dк,

д?0,3*65?19 мм.

Принимаем д =20 мм.

Длина ступицы:

L ст=(1,2...1,5)*dк,

L ст=(1,2...1,5)*65=(78…97,5) мм.

Принимаем L ст=100 мм

Толщина диска:

С=0,3* b2 мм,

С=0,3*100=30 мм.

Принимаем C =30 мм.



8. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор резьбового соединения

Толщина стенки корпуса редуктора:

д=0,025*а+1?6 мм,

д=0,025*160+1=5 мм.

Принимаем д=6 мм.

Толщина стенки крышки редуктора:

д1=0,02*а+1?6 мм,

д1=0,02*160+1=4,2 мм.

Принимаем д1=6 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b=1,5* д,

b=1,5*6=9 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b 1=1,5* д1,

b1=1,5*6=9 мм.

Принимаем b= b1=10 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса:

t= 2,35* д,

t= 2,35*6=14,1 мм.

Принимаем t= 16 мм.

Диаметр фундаментальных болтов:

d 1=(0,03…0,036)*a+12,

d 1=(0,03…0,036)*160+12= (16,8…17,76) мм.

Принимаем болты с резьбой М18.

Диаметр винтов у подшипников:

d 2=(0,7...0,75)*d1,

d 2=(0,7...0,75)*16=(11,2...12,0) мм.

Принимаем болты с резьбой М12

Диаметр винтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

d 3=(0,5...0,6)*d1,

d 3=(0,5...0,6)*16=(8...9,6) мм.

Принимаем винты с резьбой М10

Размеры штифта:

d ш?d3?10 мм.

Длина штифта:

Принимаем dш=8 мм.

L ш= b + b 1,

L ш= 10+10=20 мм.

Принимаем L ш= 20 мм.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

А?(1,0...1,2)* д ? 8…10 мм,



9. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звёздочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. Масштаб выбираем 1:1 и чертим в тонких линиях.

Примерно по середине листа параллельно его стороне проводим горизонтальную осевую линию? затем две вертикальные линии- оси валов на расстоянии а=160 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников? шестерня выполнена за одно целое с валом.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор от окружности вершин зубьев до внутренней стенки корпуса А=8 мм?

б) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А1=8 мм.

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние нужно брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Измерением устанавливаем расстояние, определяющее положение шкива относительно ближайшей опоры ведущего вала.



10. Проверка долговечности подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	B	динамическая	статистическая
	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
308 312	40 60	90 130	23 31	41,0 81,9	22,4 48,0

ВЕДУЩИЙ ВАЛ.

Из предыдущих расчетов имеем ; ; ;

Реакции опор:

в плоскости xz

в плоскости yz

Изгибающие моменты на валу:

М_у(А)=Х_в ·L =2250 ·68 = 153000 Н ·мм

М_Х(В)=У_в ·L =900 ·68 = 61200 Н ·мм

Кроме усилий в зацеплении на ведущий вал действует консольная нагрузка от ременной передачи:

На расстоянии

l_м=0,7d₁+50=0,7·30+50=71 мм

Т.к. направление силы неизвестно, то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил.

Реакции опор от силы

М_А=R_А·l_M=976,07·71=69300H.мм

М_В=R_B·L=334,79·68=22766H.мм

Т.к. направление силы F_M неизвестно, то определим суммарные реакции опор исходя из худшего положения для вала, т.е. направление реакций совпадают.

Суммарные радиальные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной A опоре.

Эквивалентная нагрузка на подшипник рассчитывается по формуле:

V=1-вращается внутреннее кольцо;

=1-коэффициент безопасности;

=1-температурный коэффициент;

Осевая нагрузка уравновешивается: Fa=0 и Х=1 и У=0 и тогда получим:

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников по ГОСТ 16162-85 может превышать 36000 ч., но не должен быть менее 10000 ч. ( минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипник ведущего вала 308 имеет ресурс

ВЕДОМЫЙ ВАЛ.

Из предыдущих расчетов имеем ; ; ;

Реакции опор:

в плоскости xz

в плоскости yz

Изгибающие моменты.

Кроме усилий в зацеплении на ведомый вал действует консольная нагрузка от муфты:

На расстоянии от ближайшего подшипника

Т.к. направление силы F_M неизвестно, то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил

Реакции опор от силы F_M

Изгибающие моменты

Суммарные радиальные реакции.

Для опоры А, как более нагруженной получим

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч.

Долговечность подшипника достаточна.



11. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, 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 за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние .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 (0 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и 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.

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

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 0,65 мм к 0,60 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 /₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

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

г) откладываем расстояние /₃ 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 0 60 мм к 0 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 шкив фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступиц 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 расстояние между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и шкива относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.



12. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

Размеры сечений шпонок, пазов и длинны шпонок подбирают по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра и длинны вала, и проверяют расчетом соединения на смятие.

Материал шпонок - сталь 45 нормализированная.

Напряжение смятия и условие прочности определяется по формуле:

где:

допускаемое напряжение смятия при стальной ступице ;

Т- передаваемый вращающий момент;

- диаметр вала в месте установки шпонки;

h- высота шпонки;

- глубина посадки шпонки;

- длинна шпонки;

b- ширина шпонки.

ВЕДУЩИЙ ВАЛ: d=30 мм; bh=87 мм;=30 мм; ; мм

На ведущем проводим расчет для посадки шкива на вал.

ВЕДОМЫЙ ВАЛ:

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под муфту - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под муфтой: d=55 мм; bh=16 мм;=70 мм; ; мм

Условие выполнено.



13. Уточненный расчет валов редуктора

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнение их с требуемым значением [s]. Прочность соблюдена при s?[s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

ВЕДУЩИЙ ВАЛ.

Материал стали для вала тот же, что и для шестерни, т. е. сталь 40X, термическая обработка - улучшение. При диаметре заготовки до 120 мм среднее значение .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение В - В. Концентрация сечения обусловлена наличием шпоночной канавки для посадки шкива: -нагрузка на вал от ременной передачи; ; ; ; ; ; d=30 мм; шпонка h*b*l=8*7*30; .

Момент сопротивления сечения нетто находим по формуле:

Изгибающий момент (положим )

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В - В

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в средине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть2,5 при 25* Н*мм.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для посадки шкива на вал. По этой причине проверять прочность в других сечениях ведущего вала нет необходимости.

ВЕДОМЫЙ ВАЛ.

Материал вала - сталь 45 нормализованная;.

Пределы выносливости

Сечение С - С: Определим запас прочности, под серединой зубчатого колеса, где действует максимальный изгибающий момент.

Максимальный изгибающий момент

М_КР=Т_З=588930Н·мм

И концентрация напряжений обусловлена шпоночной канавкой.

Коэффициенты запаса прочности

При диаметре вала d₃^”=65 мм, масштабные коэффициенты

;

Для улучшенной поверхности коэффициент упрочнения

Для стали 45 коэффициент

Коэффициент концентрации напряжений от шпоночной канавки

Моменты сопротивления сечения с учетом шпоночной канавки:

(d=60 мм; b=16 мм; t=10 мм)

Напряжение в сечении

Для редукторных валов

Прочность сечения достаточна.

Другие сечения не проверяем, как менее нагруженные.



14. Смазка редуктора

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

Выбор сорта масла зависит от назначения расчетного контактного напряжения в зубьях ун и фактической окружной скорости колес х. По таблице 10.29 [1] при ун до 600 МПа и х до 2 м/с выбираем масло И-Г-А-68 по ГОСТ 17479.4.

Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масла определяют из расчета 0,4...0,8 литра на 1 кВт передаваемой мощности.

Контроль уровня масла находящегося в корпусе редуктора, контролируют маслоуказателем.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматриваем сливное отверстие.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.



15. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость частей корпуса редуктора тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.

Сборку производим в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают разбрызгиватели ( фиксируя их винтами на валу), маслоотбойные кольца, шарикоподшипники нагретые предварительно в масле до 80-100є С, распорное кольцо и врезную сквозную крышку с манжетным уплотнением?

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо? затем надевают распорные втулки, мазеудерживающие кольца, шарикоподшипники нагретые предварительно в масле, распорное кольцо и врезную сквозную крышку с заложенным в проточки войлочным уплотнением, пропитанным горячим маслом.

Ведущий вал укладывают в основание корпуса редуктора, устанавливают врезную крышку с регулирующей шпилькой и распорное кольцо. Надевают середину корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка основания и середины спиртовым лаком. Для центровки устанавливают середину на основа- ние с помощью четырёх цилиндрических штифтов? затягивают винты, крепящие середину к основанию корпуса.

Ведомый вал укладывают в середину корпуса редуктора, устанавливают врезную крышку с регулирующей шпилькой и распорное кольцо. Надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка середины и крышки спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на середину с помощью двух конических штифтов? затягивают винты, крепящие крышку к середине корпуса.

Далее на конец ведущего вала в шпоночный паз закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют его торцовым креплением? гайку торцового крепления стопорят специальной шайбой. На конец ведомого вала в шпоночный паз закладывают шпонку и устанавливают полумуфту.

Затем регулируют зубчатое соединение при помощи регулировочных шпилек.

После этого ввертывают пробку маслоспускного отверстия и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой? закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



16. Техника безопасности

Прежде чем приступить к обслуживанию механизма, необходимо изучить инструкцию по его эксплуатации.

Перед включением (пуском) механизма следует удостовериться в его исправности и в том, что пуск его никому не угрожает.

Обнаружив во время просмотра, какие- либо неисправности в механизме или его предохранительных устройствах, следует сообщить об этом руководителю работ и до устранения их к работе не приступать.

Запрещается:

облокачиваться на механизм, касаться движущихся частей механизма;

брать или передавать через работающий механизм предметы и инструмент;

смазывать, ремонтировать, чистить механизм во время работы;

самовольно включать или останавливать (кроме аварийных случаев) станки, машины и механизмы, работать на которых не поручено руководителем;

пользоваться перчатками или рукавицами при работе, где имеется опасность захвата их вращающимися частями;

пользоваться неисправными средствами индивидуальной защиты.

Если во время работы в движущийся механизм попал какой-либо предмет, изымать на ходу запрещается. Следует, немедленно остановить механизм, и медленно вращая детали механизма вручную, освободить затянутый предмет.

Не разрешается допускать на рабочее место лиц, не имеющих отношения к выполняемой работе.



Литература

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностр. спец. вузов. М. Высш. шк., 1985. 416 с.

2. Комаров С.М. Методическое пособие. Львов: Украинская Академия Печати, 2003. 72 с.

3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: М. Машиностроение, 1987.416 с.

4. Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. Мн.: Высш. Школа, 1978. 472 с.

5. Шейнблинт А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. М. Высш. шк., 1991. 432 с.

Размещено на Allbest.ru