Детали машин и основы конструирования

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство сельского хозяйства Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Уральский государственный аграрный университет»

Факультет транспортно-технологических машин и сервиса

Кафедра технологических и транспортных машин

Привод к цепному транспортеру

Расчетно-пояснительная записка к курсовой работе по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

Выполнил:

Вандышев Д.А.

г. Екатеринбург 2018



Содержание

Введение

1. Задание на курсовой проект

2. Выбор электродвигателя. Расчёт кинематических и энергосиловых параметров редуктора

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Определение передаточного числа редуктора

2.3 Определение мощности и вращающих моментов на валах

3. Выбор муфт

4. Расчёт передачи редуктора

4.1 Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений

4.2 Определение расчётного крутящего момента

4.3 Расчёт основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи

4.4 Определение сил в зацеплении

4.5 Проверка зубьев колёс на прочность по контактным напряжениям

4.6 Проверка зубьев колёс на прочность по напряжениям изгиба

4.7 Определение фактической скорости в зацеплении

5. Конструирование редуктора

5.1 Конструирование вала-шестерни

5.2 Конструирование выходного вала

5.3 Конструирование зубчатого колеса

5.4 Разработка компоновочного чертежа редуктора

6. Проверка подшипников на долговечность

6.1 Определение реакций в опорах

6.2 Расчетная долговечность подшипников

7. Проверочный расчет валов и соединений

7.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Определение эквивалентного момента

7.2 Проверочный расчет вала по опасным сечениям

7.3 Проверка шпоночных соединений на смятие

8. Выбор сорта смазки

9. Сборка редуктора

Литература



Введение

Редуктором называется закрытая зубчатая передача, предназначенная для понижения угловой скорости ведомого вала по сравнению с ведущим. При этом возрастает крутящий момент на ведомом валу. На схемах принято обозначать входной - быстроходный вал, к которому присоединяется двигатель, цифрой 1, а выходной - тихоходный вал - цифрой 2. Редукторы бывают одноступенчатыми, состоящими из одной пары зубчатых колес, и многоступенчатыми (двух-, реже - трехступенчатыми). На многоступенчатых редукторах кроме входного и выходного вала имеются промежуточные валы.

Одноступенчатые редукторы с цилиндрическими колесами могут изготавливаться с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Косозубые колеса целесообразно применять при окружных скоростях более 2 м/с, так как прямозубые колеса работают удовлетворительно на больших скоростях только при высокой точности изготовления.

Рекомендуемые значения передаточного числа одноступенчатых цилиндрических редукторов - 2…4, наибольшее - 6,3. Число зубьев шестерни не должно быть меньше 17-ти; обычно принимают 20…25.

Корпуса редукторов чаще всего делают литыми чугунными, реже - сварными стальными. Валы зубчатых передач редукторов монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние применяют в редукторах тяжелого машиностроения.

В данном случае мы рассчитываем одноступенчатый цилиндрический редуктор.



1. Задание на курсовой проект

Схема привода ленточного конвейера: 1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 - редуктор цилиндрический косозубый одноступенчатый; 4 - зубчатая муфта; 5 - лента конвейера; 6 - барабан конвейера.

F, кН	V, м/с	, мм	, об/мин
2,6	1,2	680	1000	4,0

Принятые обозначения: F - окружное усилие на ведомой звёздочке цепной передачи; V - окружная скорость на ведомой звёздочке транспортёра; - диаметр звёздочки цепной передачи; - рекомендуемая частота вращения двигателя; - передаточное число открытой передачи (ременной).



2. Выбор электродвигателя. Расчёт кинематических и энергосиловых параметров редуктора

2.1 Выбор электродвигателя

Выбор электродвигателя производят в зависимости от требуемой мощности Рдв.треб. и частоты вращения вала электродвигателя nдв.треб. Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле:

,

где: Рвых - мощность на выходном валу привода, в соответствии с исходными данными, кВт; з - общий КПД привода

Так как привод состоит из электродвигателя, открытой передачи, одноступенчатого редуктора и одной муфты, то общий КПД:

,

где зо.п. - КПД открытой передачи; зм - КПД одной муфты; зред - КПД редуктора (зред = ззп • зп2) ; ззп - КПД зубчатой передачи; зп - КПД одной пары подшипников [ 1, с.7 ].



По каталогу двигателей закрытых обдуваемых единой серии 4А (ГОСТ 19523-81) выбираем электродвигатель: 4А 112МВ6 УЗ ГОСТ 19523-81 с мощностью Рдв = 4 кВт с синхронной частотой вращения вала электродвигателя nдв = 1000 об/мин.

Далее = 950

2.2 Определение передаточного числа редуктора

Определяем передаточное число редуктора:

где nдв - частота вращения вала двигателя под нагрузкой (асинхронная);

n1 = nдв / uо.п. - частота вращения входного (быстроходного)вала редуктора;

n2 = nвых - частота вращения выходного (тихоходного) вала редуктора.

nвых. определяется по известным из теоретической механики зависимостям:



Так как отклонение Дu не должно превышать 4% для цилиндрических передач, то передаточное число редуктора необходимо согласовать со стандартным значением, по ГОСТ 2185-66.

Исходя из этого, uст = 7,1

2.3 Определение мощности и вращающих моментов на валах

Частота вращения входного вала редуктора:

n1 =

n1 = = 237,5 об/мин

Частота вращения выходного вала редуктора:

n2 = = 33,45 об/мин



Мощности на входном и выходном валах, соответственно:

Р1 = Рдв • зоп • зп

Р2 = Р1• ззп• зп2 •зм

Р1 = 4• 0,95 • 0,99 = 3,762 кВт

Р2 = 3,762 • 0,97 • 0,992 • 0,98 = 3,5 кВт

Вращающие моменты на валах редуктора:

для входного вала -

для выходного вала -

Диаметры валов по заниженным допускаемым напряжениям:

Где Тi - крутящий момент, передаваемый валом, Н. м;

[фкр] - допускаемые напряжения на кручение; [фкр]=15…20 МПа [3, c.161].



мм

мм

Для удобства дальнейших расчётов найденные параметры редуктора сводим в таблицу:

№ вала	u ред	ni , об/мин	Рi , кВт	Тi, Н•м	d i , мм
1	7,1	237,5	3,762	151,272	38
2		33,45	3,5	999,253	70



3. Выбор муфт

Основными параметрами для выбора муфт служат диаметры выходных концов соединяемых валов и вращающие моменты.

Затем, для обеспечения соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора стандартной муфтой, необходимо выполнить следующее условие - разница диаметров соединяемых валов должна отличаться не более чем на 20%.

Исходя из этого условия и ориентировочно найденного диаметра под муфту, принимают окончательное значение диаметра вала равным ближайшему значению отверстия стандартной муфты. Кроме этого необходимо проверить следующее: допускаемый крутящий момент выбранной муфты должен быть больше или равен крутящему моменту вала.

Если вал электродвигателя соединяется непосредственно с быстроходным валом редуктора, то для этого может быть рекомендована муфта упругая втулочно-пальцевая МУВП ГОСТ 21424-93. Эта муфта, за счёт резиновых гофрированных втулок насаженных на пальцы, соединяющие полумуфты, обладает упругими свойствами, необходимыми для предотвращения поломки деталей, которые могут возникнуть, например, при включении машины, т.к. пусковой момент электродвигателя превышает номинальный.

В данном случае, для соединения тихоходного вала редуктора с валом исполнительного механизма машины могут быть рекомендованы компенсирующие муфты - цепные ГОСТ 20742-81 или зубчатые ГОСТ 5006-94. Эти муфты позволяют компенсировать радиальные и угловые смещения валов, а зубчатые - также и осевые (венец зубчатой обоймы шире венца полумуфты), которые могут возникнуть из-за тепловых или силовых деформаций, или из-за неточности сборки, или из-за деформируемого основания, на котором находятся узлы машины, например на раме автомобиля и т.д. (Здесь выполнения условия - «разница диаметров соединяемых валов должна отличаться не более чем на 20%» - не требуется).



4. Расчёт передачи редуктора

4.1 Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений

НВ1 - твёрдость шестерни

НВ2 - твёрдость колеса

В качестве материала для шестерни и колеса принимаем сталь 45.

Термообработка: шестерня - улучшение, зубчатое колесо - нормализация.

НВ1=НВ2+(20…70) - при твердости зубьев НВ ? 350

НВ1=180+20=200

НВ2=180

Допускаемые контактные напряжения для стальных зубчатых колес

Допускаемые напряжения изгиба

При постоянном режиме работы передачи: KH L=KF L=ZR=Z V =1,0

KFc - коэффициент, учитывающий реверсивность работы передачи и твердость поверхностей зубьев; при отсутствии реверса KFc=1,0

- базовые пределы контактной и изгибной выносливости поверхности зубьев; - коэффициенты безопасности.



и

и

[SH]=1,1 и [SF]=1,75 [3, с. 34]

4.2 Определение расчётного крутящего момента

Расчётные крутящие моменты на выходном (тихоходном) валу, Н•м:

где Т2 - номинальный крутящий момент на тихоходном валу

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий. Так как колёса полностью прирабатываются (НВ ? 350), то принимаем .

коэффициенты динамичности, зависящие от окружной скорости в зацеплении и от степени точности изготовления.

[7, с. 19]



4.3 Расчёт основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи

Ориентировочное значение межосевого расстояния аw

Межосевое расстояние, мм:

[1, с.21]

где К 1 = 430 - для передач с прямыми зубьями; Шba - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, мм [1, с.20]; Т2Н - расчетный крутящий момент на колесе, Нм.

Принимаем ?w = 355 мм

Значения модуля зубчатых колес:

m = (0,01 …0,02)?aw

m = 0,01?355=3,55

По ГОСТ 9563-80 принимаем mn = 4

Суммарное число зубьев передачи:



zУ = z1 + z2 ,

где z1 - число зубьев шестерни; z2 - число зубьев колеса.

Для косозубой передачи cos в = cos 10o = 0,985

Уточнённый косинус угла в :

Фактическое передаточное число редуктора:

Погрешность фактического передаточного числа редуктора по сравнению со стандартным:

Делительные диаметры шестерни d1 и колеса d2:

d1= = 89,26 мм

d2= = 620,74 мм

Проверяем правильность выполненных расчётов:

мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

da1=89,26 +8 = 97,26 мм

da2=620,74 +8 = 628,74 мм

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

df1=89,26 -10 = 79,26 мм

df2=620,74 -10 = 610,74 мм

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни, соответственно:

;



Принимаем ?a = 0,2

b2=0,2 •355 =7 1 мм

b1=71 +5 = 76 мм

4.4 Определение сил в зацеплении

Так как передача косозубая, силу нормального давления на зуба колеса Fn раскладываем на три составляющие:

Ft - окружную силу, направленную по касательной к делительной окружности колеса навстречу направлению вращения (для шестерни) и совпадающую с направлением вращения (для колеса);

Fr - радиальную силу, направленную по радиусу от точки зацепления к центру колеса (шестерни);

Fа - осевую силу, направленную вдоль осей колёс.

где Т1 - крутящий момент ведущего вала, ();

d1 - делительный диаметр шестерни, мм.

где - стандартный угол профиля зуба, в = 10° - угол наклона зубьев косозубой передачи.



Ft1= = 3389,09 Н

= 1251,145 Н

Fa=3389,09•0,176=596,48 Н

4.5 Проверка зубьев колёс на прочность по контактным напряжениям

Контактные напряжения на зубьях колеса:

где К2 - расчетный коэффициент (берём К2 = 8400 - для косозубой передачи); Т2Н - расчетный крутящий момент на колесе, Нм; b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм.

Допускаем запас прочности зубьев колес не более 15…20%, а перегрузку зубьев по контактным напряжениям не более 5%.

Запас прочности:



что удовлетворяет условиям прочности [7, с. 159].

4.6 Проверка зубьев колёс на прочность по напряжениям изгиба

Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба стоит выполнять для того колеса, у которого отношение имеет меньшее значение. Для этого предварително вычислисляем приведенное число зубьев Zvi на шестерне и на колесе [1, с. 25].

YFi - коэффициент формы зуба.

YF1=3,92 YF2=3,61

= = 52,477

= = 51,285

- следует проверить на изгибную прочность.

Условие прочности по напряжениям изгиба



где К3 = 1860 - для косозубой передачи; ТF - расчетный крутящий момент. []F2=185,14 Мпа

= = 54,047 < []F2

4.7 Определение фактической скорости в зацеплении

Фактическая скорость в зацеплении:

где d1 - делительный диаметр шестерни, мм; n1 - частота вращения вала шестерни, об/мин.



5. Конструирование редуктора

5.1 Конструирование вала-шестерни

Проектируем вал с цилиндрическим концом [1, c.65-66].

Диаметр посадочного конца: d = 38 мм

Длина посадочного конца:

l M = 1,5d = 1,5 •38 = 57 мм

Диаметр посадочной поверхности подшипника:

dП = d + 2tцил = 38 +2 •3,5 = 45 мм

Длина посадочной поверхности подшипника:

lП = 1,4dП = 1,4 •45 = 63 мм

Расчетная длина шпонки:

,

где Т - вращающий момент, Н•мм;

D - диаметр вала, мм; h - высота шпонки, мм; t1 - глубина врезания шпонки в паз вала, мм.

Размеры h и t1 принимаются для стандартной шпонки в зависимости от диаметра вала по таблице 2 [1, c.488];

[усм] = 110…190 Н/мм2 - допускаемое напряжение смятия для стальных шпонок

В соответствии с длиной участка вала, предназначенного под шпоночный паз, выбираем длину шпонки 50 мм :

Шпонка 14 x 9 x 50 ГОСТ 23360-78 Глубина паза на валу t1 = 5 мм

5.2 Конструирование выходного вала

Диаметр посадочного конца: d = 70 мм

Длина посадочного конца:

l M = 1,5d = 1,5 •70 = 105 мм

Диаметр посадочной поверхности подшипника определяем по соотношению, обеспечивающему установку подшипника без съема шпонки [1,c.261]:

dП = d + 2t2 +1 = 70 + 2 •5,4 + 1 = 81,5 мм Принимаем 85 мм

t2 - глубина паза втулки.

Длина посадочной поверхности подшипника:

lП = 1,4dП = 1,4 •85 = 119 мм

Определяем посадочный диаметр участка вала под колесо [1, c.45]:

dВ ? dП + 3r ? 85 + 3 •4 ? 97 Принимаем 100 мм

Длина участка под колесо lст принимается равной или больше ширины зубчатого венца. Для колеса цилиндрической формы lст = b2 , где b2 - ширина зубчатого венца.

lст = 100 мм

Диаметр заплечиков правого конца вала :

dЗ = dВ + 3f = 100 + 3 • 3 = 109 мм Принимаем 110 мм.

В данном случае f - размер фаски на колесе.

Выходной вал

В соответствии с длинами участков валов, предназначенных под шпоночные пазы, выбираем шпонки:

Шпонка 22 x 14 x 70 ГОСТ 23360-78 Глубина паза на валу t1 = 7,5 мм

Шпонка 28 x 16 x 63 ГОСТ 23360-78 Глубина паза на валу t1 = 10 мм

5.3 Конструирование зубчатого колеса

Основные размеры определяют из следующих соотношений [3, c.231-233]: - диаметр ступицы:



d ст = 1,6dв = 1,6 •100 = 160 мм

где d в - диаметр участка вала под колесо, определенное в процессе

проектирования тихоходного вала.

- длина ступицы равна или больше ширины зубчатого венца. Наиболее простая конструкция - цилиндрическая форма колеса; при этом lс т = b2.

Другие размеры:

- толщина обода:

д o= 2,5mn+2 = 2,5 •4 +12 = 12 мм

- размеры фасок для обода:

nоб = 0,5mn = 0,5 •4 = 2

- размеры фасок для ступицы назначают в зависимости от диаметра вала dВ по приведенной ниже таблице.

Размеры фасок nст на ступице зубчатого колеса

dB, мм	20…30	30…40	40…50	50…80	80…120	120…150	150…250
n, мм	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0

nст = 2,5 мм

Толщина диска С для штампованных колес:

С = (0,25…0,30) b2 = 0,3 •71 = 22 мм ,

где b2 - ширина зубчатого венца колеса.

Диаметр обода :



Dо = da - h -д o = 628,74 - 2,25 •4 -12 = 608 мм

где h - высота зуба, равная 2,25 mn .

Для облегчения колеса в диске делают 4…6 отверстий, диаметры которых принимают по соотношению:

dОТВ = 0,25(Dо - dст) = 0,25 •(608 -160) = 112 мм

Диаметр окружности, на которой располагаются центры отверстий в диске колеса, приближенно равен:

Dотв = 0,5(Dо + dст) = 0,5 •(608 +160) = 384 мм

Цилиндрические зубчатые колеса: а - штампованные, б - кованые.

5.4 Разработка компоновочного чертежа редуктора

В корпусе редуктора размещаются его детали и узлы: валы, подшипники, зубчатые колеса, уплотнительные и регулировочные детали, дистанционные втулки, кольца и т.д. Материал корпуса обычно чугун СЧ 10 или СЧ 15. Плоскость разъема крышки и корпуса проходит через оси валов. В нижнюю часть корпуса (иногда ее называют картером) заливается масло.

Для выполнения эскизной компоновки редуктора предварительно определяется толщина стенки корпуса д [3, c.241]:

д = 0,025аW + 1 = 0,025 •355 + 1 = 10 мм

где аW - межосевое расстояние, мм.

Во всех случаях величина д принимается ? 8 мм.

Для редукторов общего назначения используются подшипники легкой или средней серии. В соответствии с посадочными размерами участков вала принимаем для быстроходного вала подшипник №209 ГОСТ 8338-75, для тихоходного - подшипник №217 ГОСТ 8338-75.

Характеристика подшипников ГОСТ 8338-75

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Динамическая грузоподъемность, кН
	Размеры, мм
209	45	85	19	33,2
217	85	150	28	83,2

Зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А1 = 1,2 д = 1,2 •10 = 12 мм

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = д = 10 мм

Расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = д = 10 мм; если диаметр окружности выступов зубьев больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни, а не от подшипника.

Эскизная компоновка редуктора

Если в результате расчета зубчатой передачи окружная скорость в зацеплении 1 ? Vокр ? 12 м/с, то смазывание подшипников осуществляется путем разбрызгивания. Если же скорость Vокр < 1 м/с, то для смазывания подшипников принимается консистентная смазка, которая закладывается в подшипник. В этом случае необходимо для предотвращения вытекания смазки из подшипника следует установить мазеудерживающие кольца. В нашем случае Vокр = 1,1 м/с, поэтому принимается консистентная смазка и мазеудерживающие кольца. Для них между внутренней стенкой корпуса и торцом подшипника на компоновочном чертеже предусматривается размер y = 8…12 мм. Принимаем y = 10 мм . редуктор вал термообработка напряжение

Находим расстояния l1 и l2 :



li = bi/2 + Ai + y + Bi /2,

где Bi - ширина кольца подшипника.

l1 = 76 /2 + 12+ 10 + 19 /2 = 69,5 мм

l1 = 71 /2 + 12+ 10 + 28 /2 = 71,5 мм

Если в результате получаем l1 ? l2 , то рекомендуется с целью упрощения конфигурации корпуса принять эти размеры одинаковыми, по величине равными большему значению. Принимаем l = 72 мм .



6. Проверка подшипников на долговечность

6.1 Определение реакций в опорах

[5, с. 306].

Окружная сила: Ft = 2Т/d,

где Т - крутящий момент, d - диаметр делительной окружности

зубчатого колеса;

Осевая сила:

Fa = Ft· tgв = 3223,4 · 0,1763 = 568,4 Н

Радиальная сила:

Fr = Ft· tgб /cosв.Fr = 3223,4 · 0,364 / 0,9848 = 1191,43 Н



Уравнения равновесия в горизонтальной плоскости:

УMB = -RAX • 2l1 + Ft • l1 = 0; RAX = Ft / 2.

УX = -RAX - RBX + Ft= 0; RBX = Ft - RAX = Ft / 2.

RAX = Ft / 2=3223,4 / 2 = 1611,7 Н

RBX = Ft / 2 = 1611,7 Н

Уравнения равновесия в вертикальной плоскости:

УMB = RАу•2l1 -Fа• d1 / 2 - Fr •l1 = 0; RАу= Fr / 2 + Fа • d1 / 4l1.

УMА = - RВу•2l1 -Fа • d1 / 2 + Fr •l1 = 0; RВу= Fr / 2 - Fа• d1 / 4l1 .

RАу= 1191,43 / 2 + 568,4 •89,26/ (4 •72) = 771,88 Н

RВу= 1191,43 / 2 - 568,4 •89,26/ (4 •72) = 419,56 Н

Находим равнодействующие реакции:

RA = 1787 Н RB = 1665,4 Н

В данном случае в горизонтальной плоскости реакции равны, в вертикальной более нагружена опора А.



6.2 Расчетная долговечность подшипников

Производим расчёт по быстроходному валу.

Lh- Требуемая долговечность подшипника в часах

Рэкв - эквивалентная нагрузка

Пределы долговечности подшипника:

10000 чLh 36000 ч

Эквивалентная нагрузка Рэкв [2, с.212]:

Рэкв= (V•X•Rr+Y•Fa)•KБ•КТ,

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец: при вращении внутреннего кольца V = 1 .

X , Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки. Для косозубой передачи: X= 0,56; Y = 1;

KБ - коэффициент динамичности. Для зубчатых передач и редукторов KБ = 1,3…1,5 [1, с.139].

КТ - температурный коэффициент. Принимается в зависимости от рабочей температуры подшипника. Если tраб ? 100о, то КТ = 1,0.

Rr - радиальная нагрузка, кН; принимается равной наибольшему значению реакции.

Fa - осевая нагрузка на подшипники, кН.

Рэкв = (1 •0,56 •1787 +1 •568,4) •1,4 •1 = 2196,77 Н

Долговечность подшипника в миллионах оборотов:

,



где С - динамическая грузоподъемность по каталогу, кН;

р - показатель степени: для шарикоподшипников р = 3

млн. об.

Номинальная долговечность в часах:

,

где n - частота вращения кольца подшипника

Долговечность подшипника составляет 242240 часов, что больше верхнего предела.



7. Проверочный расчет валов и соединений

7.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Определение эквивалентного момента

Под действием внешних сил, реакций в опорах и моментах в сечениях вала возникают внутренние крутящие и изгибающие моменты [6, с.275-276]. Таким образом, вал испытывает сложную деформацию - изгиб с кручением. Расчет вала на прочность можно выполнять на основании принципа независимости действия сил. В этом случае необходимо определить напряжения от каждой силы или момента, после чего рассчитать эквивалентный момент, согласно третьей теории прочности. При этом расчет ведут как для изгиба (без кручения) по эквивалентному моменту.

На входном участке вала до полюса зацепления действует постоянный вращающий момент Т1. При зацеплении шестерни с зубчатым колесом крутящий момент передается на колесо, и далее посредством шпоночного соединения - на тихоходный вал. Поэтому внутренний крутящий момент на участке от полюса зацепления до опоры В равен нулю.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

- на участке от опоры А до точки зацепления (слева от сечения) эпюра изгибающего момента строится по уравнению:

МИГ = RAх • z ; где 0 ? z ? l1

При z = 0 МИГ = 0; при z = l1 МИГ = Ft • l1 / 2.

МИГ = 3223,4• 0,072 / 2 = 116 Н•м

-на участке от опоры В до точки зацепления (справа от сечения):

МИГ = RВх• z ; где 0 ? z ? l1



При z = 0 МИГ = 0; при z = l1 МИГ = Ft • l1 / 2.

МИГ = 3223,4• 0,072 / 2 = 116 Н•м

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

- на участке от опоры А до точки зацепления (слева от сечения):

МИВ = RAу • z ; где 0 ? z ? l1

При z = 0 МИВ = 0; при z = l1 МИВ = Fr • l1 / 2 + Fа• d1 / 4 .

МИВ = 1193,43• 0,072 / 2 + 568,4 •0,08926 / 4 = 55,64 Н•м

- на участке от опоры В до точки зацепления (справа от сечения):

МИВ = RВу• z ; где 0 ? z ? l1

При z = 0 МИВ =0; при z = l1 МИВ = Fr • l1 / 2 - Fа• d1 / 4 .

МИВ = 1193,43• 0,072 / 2 - 568,4 •0,08926 / 4 = 30,28 Н•м

Эквивалентный момент:

Му - изгибающий момент в горизонтальной плоскости;

МZ - изгибающий момент в вертикальной плоскости;

Т - крутящий момент.

Эквивалентное напряжение для круглых валов:



?экв= Мэкв / W ? [?],

где W - осевой момент сопротивления.

[?] - допускаемое напряжение на изгиб.

Для сплошного круглого сечения осевой момент сопротивления определяется формулой:

W = рd3/32 = 3,14 • 383 / 32 = 5384,32 •10-9

[?] = 900 МПа

?экв= 195,41 / (5384,32 •10-9) = 36,3 МПа ? [?]

Для определения эквивалентного момента строим эпюры внутренних крутящих моментов, а также эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости.

Построение эпюр крутящего и изгибающих Моментов



7.2 Проверочный расчет вала по опасным сечениям

После определения диаметров и длин участков вала производят его расчет на прочность. При расчете принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины [1, c.272]. Основными материалами для изготовления валов служат углеродистые и легированные стали типа 45, 40Х. На основании эпюр изгибающих и крутящих моментов определяют наиболее нагруженные сечения, а с учетом концентраторов напряжений - наиболее опасные сечения. Так, например, наиболее нагруженным является сечение вала-шестерни в точке зацепления с колесом. Если рассматривать тихоходный вал, то на данном участке он ослаблен еще и шпоночным пазом, соединяющим вал с колесом. Таким образом, эквивалентный момент будет максимальным в точке зацепления.

Определяем эквивалентное напряжение для опасного сечения

?экв = Мэкв / W

Для вала с одним шпоночным пазом осевой момент сопротивления изгибу [1, c.275]:



?экв = 195,41 / (88,645 •10-6) = 2,2 МПа <[у-1]

[у-1] = 360 МПа

Проверку на статическую прочность выполняют для опасных сечений в целях предупреждения деформаций валов либо их поломок при кратковременных перегрузках (при пуске, торможении, срабатывании предохранительного устройства и т.д.). При этом расчетное напряжение сравнивают с допускаемым напряжением на изгиб.

Проверку валов на усталостную прочность выполняют в связи с тем, что валы подвергаются циклически изменяющимся напряжениям, и чаще всего выходят из строя в результате усталостных разрушений.
В большинстве случаев ограничиваются упрощенным проверочным расчетом, предполагая, что нормальные напряжения (изгиба) и касательные напряжения (кручения) изменяются по симметричному циклу.

Условие сопротивления усталости:

,

где Мэкв - определяется на основании построенных эпюр;

W - вычисляется по приведенным выше формулам (сплошное сечение или оно ослаблено шпоночным пазом).

[у-1] - предел выносливости при изгибе. Как правило, он составляет половину от предела прочности.

у-1 ? (0,4…0,5) ув

Для углеродистых конструкционных сталей у-1 = 0,43 ув;

для легированных у-1 = 0,35 ув + (70…120) МПа [2,c.162].

7.3 Проверка шпоночных соединений на смятие

Стандартные шпонки рассчитаны на условие прочности по напряжениям среза в зависимости от диаметра вала. Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы (приблизительно на 5…10 мм) [3, c.170].

Шпонка служит не только для соединения, но главное ее назначение - это передача вращающего момента. Поэтому шпонку, соединяющую колесо с валом, проверяют на смятие.

где Т - вращающий момент на колесе, Н•мм;

d - диаметр участка вала под колесом, мм

t1 - глубина шпоночного паза вала, мм

h - высота шпонки, мм.

[усм] = 110…190 Н/мм2 - допускаемое напряжение смятия для стальных шпонок.



8. Выбор сорта смазки

По способу подвода смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазку.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. Этот способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях v ?12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубчатых колес центробежной силой.

При контактном напряжении H2 = 390,9 МПа и скорости в зацеплении v = 1,1 м/с принимаем вязкость масла 34 •10-6 м2/с . По данной вязкости подходит сорт масла индустриальное И-30 А.

Ориентировочно объём масла определяется по формуле:

V = (0,5…0,8)Pдв = 2… 3,2 л



9. Сборка редуктора

На сборку поступают детали, соответствующие рабочим чертежам и спецификации.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом, который дает представление о последовательности и порядке сборки, а также устанавливает контроль габаритных, установочных и присоединительных размеров.

Сборку начинают с узлов валов:

на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80-100°С ;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; затем надевают распорные втулки и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы устанавливают подшипниками в подшипниковые гнезда картера редуктора, затем покрывают фланцы картера и крышки пастой «Герметик», закладывают крышки подшипников в пазы, устанавливают монтажные конические штифты, устанавливают крышку редуктора на картер и затягивают болты, крепящие крышку к картеру.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).

Далее на выходной конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают сливную пробку и жезловый маслоуказатель в отверстия с прокладками. Заливают в корпус необходимое количество масла и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают в течение нескольких часов и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



Литература

П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высш.шк., 2006. - 416 с.

Н.Г. Новгородова. Курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин»: учебное пособие / Н.Г. Новгородова. Екатеринбург: Изд-во Рос.гос. проф.-пед.ун-та, 2011. - 445 с.

Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. -. М.: Машиностроение, 2005. - 416 с.: ил.

ГОСТ 2185-66. Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры. - М.: Гос. ком. СССР по стандартам.

ГОСТ 12289-76. Передачи зубчатые конические. Основные параметры. - М.: Гос. ком. СССР по стандартам.

ГОСТ 2144-93. Передачи червячные цилиндрические. Основные параметры. - М.: Гос. ком. СССР по стандартам.

Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. - Высш.шк., 2005.- 383 с.: ил.

Техническая механика: Учеб.для техникумов / Эрдеди А.А. и др.- 2-е изд. перераб.- М., Высш.школа, 1980.- 446 с.,ил.

Ицкович Г.М. Сопротивление материалов. Учеб.для сред.спец.учеб.заведений.-9-е изд., стер.- М.Высш.шк.,2001.-368 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru