Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• Введение
• 1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода
• 2. Силовой расчет привода
• 3. Выбор типа зубьев зубчатых передач
• 4. Выбор степени точности изготовления зубчатых колес
• 5. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора
• 6. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора
• 7. Выбор финишной операции получения зубьев колес
• 8. Проектировочный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес
• 9. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность
• 10. Проверочный расчет зубьев на усталостную прочность при изгибе
• 11. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок
• 11.1 Определение допускаемых контактных напряжений, гарантирующих отсутствие общих остаточных деформаций зубьев или их хрупкого разрушения при перегрузках
• 11.2 Проверка передачи на отсутствие при действии пиковых нагрузок местных остаточных деформаций зубьев или хрупкого разрушения их поверхностного слоя (растрескивания)
• 12. Геометрический расчет зацепления цилиндрической зубчатой передачи
• 13. Определение усилий в зацеплении зубчатых колес
• 14. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес
• 15. Выбор конструкции устройства для контроля уровня смазочного материала в корпусе редуктора
• 16. Расчет цепной передачи
• 17. Подбор муфты для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора
• 18. Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора
• 18.1 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов быстроходного вала
• 18.2 Проектировочный прочностной расчет
• 18.3 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов тихоходного вала
• 18.4 Проектировочный прочностной расчет
• 19. Проверочный расчет на выносливость каждого вала редуктора
• 19.1 Расчет тихоходного вала на усталостную прочность
• 19.2 Расчет быстроходного вала на усталостную прочность
• 20. Подбор подшипников для валов редуктора
• 20.1 Выбор типа подшипников
• 20.2 Выбор схемы установки подшипников в опорных узлах валов редуктора
• 20.3 Подбор подшипников для быстроходного вала редуктора
• 20.4 Подбор подшипников для тихоходного вала редуктора
• 21. Выбор смазки подшипников валов редуктора
• 22. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов зубчатых колес
• 23. Подбор посадок основных деталей редуктора
• 24. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов
• 24.1 Выбор типа корпуса редуктора
• 24.2 Определение размеров основных элементов редуктора
• 25. Выбор вида основания для совместной с двигателем установки редуктора и определение его основных размеров
• Список литературы
• Введение
• Привод предполагается размещать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом помещении, снабженным подводом трехфазного переменного тока.
• Привод к горизонтальному валу состоит из двигателя, цепной передачи, цилиндрического редуктора и муфты, соединяющей вал электродвигателя с быстроходным валом редуктора.

1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода

электродвигатель привод цепной муфта

Выбор производим согласно рекомендациям [2].

Двигатели переменного тока делятся на трехфазные и однофазные.

Однофазные двигатели сравнительно небольшой мощности можно включать в осветительную сеть. Поэтому они удобны для различных бытовых приборов. Недостатки - сравнительно низкий к. п. д., наличие скользящих контактов.

В промышленности используют преимущественно трехфазные двигатели. Трехфазные двигатели в свою очередь разделяются на синхронные и асинхронные.

Преимущества по сравнению с асинхронными двигателями - повышенные к.п.д. и , большой коэффициент перегрузки.

Недостатки - сравнительно сложное оборудование и относительно высокая стоимость, так как пуск синхронного двигателя (его разгон до синхронной угловой скорости) связан с применением дополнительного оборудования. Поэтому синхронные электродвигатели применяют в тех случаях, когда к. п. д. двигателя и величина имеют решающее значение (например, при больших мощностях в сочетании с редкими пусками и остановами), а также тогда, когда необходимо строгое постоянство угловой скорости.

Определяем необходимую мощность на валу электродвигателя , по следующей формуле:

Так как проектируется одноступенчатый редуктор, то согласно [табл. 6.3, 7, с. 96]:

(выбираем среднее значение из промежутка так как передача закрытая).

(выбираем минимальное значение из промежутка так как передачи открытые).

Так как берем минимальные значения, то будет некоторый запас мощности () для возможности дальнейшей модернизации привода.

Из таблицы по ГОСТ 19523 - 74:

Рассчитываем желательный диапазон вращения ротора двигателя:

Так как редуктор одноступенчатый, то:

Из таблицы по ГОСТ 19523 - 74: - синхронная частота вращения магнитного поля в двигателе.

По каталогу принимаем электродвигатель, имеющий следующую техническую характеристику:

· Номинальная мощность:

.

· Частота вращения ротора под номинальной нагрузкой:

· Кратность максимального пускового момента:

Произведем разбивку по ступеням привода. В первом приближении принимаем:

В соответствии с ГОСТ 2185-66 принимаем , что соответствует рекомендуемым значениям передаточного числа одноступенчатого цилиндрического редуктора.

Определяем частоты вращения валов привода при его номинальном нагружении:

· Частота вращения быстроходного (входного) вала редуктора:

· Частота вращения тихоходного (выходного) вала редуктора:

· Частота вращения приводного вала редуктора:

2. Силовой расчет привода

Определяем номинальные значения вращающих моментов:

– На приводном валу редуктора:

– На тихоходном валу редуктора:

– На быстроходном валу редуктора:

– На валу электродвигателя:

3. Выбор типа зубьев зубчатых передач

В передачах цилиндрических редукторов основное применение получили косозубые колеса. По сравнению с прямозубыми они из-за большего числа зубьев, находящихся одновременно в зацеплении, обладают большей несущей способностью и, следовательно, более компактны, имеют более плавное зацепление и, как следствие, меньше шумят из-за снижения динамичности взаимодействия зубьев.

4. Выбор степени точности изготовления зубчатых колес

Степень точности 8-С ГОСТ 1643-81. “8” показывает, что передача общего назначения, а “В”, что передача нереверсивная с уменьшенными боковыми зазорами.

5. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора

Закалка ТВЧ дает возможность полностью автоматизировать термическую обработку и включать ее (что особенно важно) в поточные линии по обработке зубчатых колес.

При улучшении зубчатые колеса изготавливают из легированных сталей 40Х, 40ХН, 45Х и т.п.

Выбираем сталь 40Х - это легированная сталь, так как она больше всего подходит при улучшении и закалке ТВЧ и не дорогостоящая по сравнению с другими сталями.

Твердость улучшенных колес ограничивают технологическими условиями с целью обеспечения достаточной стойкости режущего инструмента. Твердость данной стали после закалки ТВЧ 45…50 HRC.

Такие твердости обеспечивают хорошую приработку зубьев.

Основным материалом для валов служат углеродистые и легированные стали. Это обусловлено их высокими механическими характеристиками, способностью к упрочнению и легкостью получения цилиндрических заготовок.

Так как основным критерием работоспособности валов является их усталостная прочность (выносливость), то для изготовления большинства валов применяют среднеуглеродистые стали 40; 45; 40Х и т.п. Так как колеса изготовлены из стали 40Х, то и материал вала будет таким же.

Выбрав марку стали, приходим к выводу, что термообработкой вала является закалка ТВЧ, так как максимальный диаметр вала превышает 60 мм.

6. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора

В крупносерийном производстве для получения заготовок валов и колес используется только штамповка.

Метод нарезания колес: огибание.

Инструмент для нарезания колес: червячная фреза.

7. Выбор финишной операции получения зубьев колес

Так как для материала применяется термообработка - ТВЧ.

Производится нарезание зубьев червячной фрезой до достижения 8-ой степени точности и шероховатости нешлифованной поверхности зубьев .

8. Проектировочный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес

Усталостное контактное выкрашивание (питтинг) рабочих поверхностей зубьев - наиболее характерный и опасный вид повреждений для колес закрытых зубчатых передач, имеющих поверхностную твердость зубьев не более 50 НRC и работающих при наличии в их зацеплении интенсивной жидкой смазки.

Этот вид прочностных расчетов проводят для передач, работающих в герметично закрытых корпусах с обильной смазкой, имеющих колеса с твердостью зубьев не выше 45...50 HRC.

Ориентировочное значение межосевого расстояния вычисляют по формуле

где Кa - вспомогательный коэффициент, МПа1/3.Согласно ГОСТ 21354-87 для косозубых передач МПа1/3;

U - передаточное число рассчитываемой ступени редуктора: ;

Т2 ном - номинальный крутящий момент на колесе рассчитываемой передачи, Нм: Нм;

КH' - ориентировочное значение коэффициента концентрации контактных напряжений по площади контакта зубьев взаимодействующих колес, определяется по графикам из [3, с. 36]: КH'=1.2;

,

коэффициент относительной ширины зубьев колес, величину которого регламентирует ГОСТ 2185 - 66:

где bw - рабочая ширина зубчатых венцов колес;

aw - межосевое расстояние передачи;

HР - расчетное значение допускаемых контактных напряжений, МПа.

Для прирабатывающейся косозубой передачи расчетное допускаемое контактное напряжение HP определяют из условия:

,

где

При проектировочном (по условию контактной выносливости зубьев) расчете зубчатой передачи допускаемые поверхностные контактные напряжения [H], МПа, ориентировочно (с последующим уточнением при проверочном расчете) определяют по следующей зависимости:

где H lim b - базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, МПа, соответствующий базовому числу циклов изменения контактных напряжений. Предел контактной выносливости зубьев H lim b назначают по табл. 12 ГОСТ 21354 - 87 в зависимости от материала, термообработки и средней твердости поверхности зубьев.

Для шестерни:

,

где - твердость рабочих поверхностей зубьев по Роквеллу: 50.

.

Для колеса:

SH min - минимальный коэффициент запаса контактной выносливости зубьев. Его устанавливают с учетом степени достоверности исходных данных, заданной вероятности неразрушения и степени опасности последствий возможных повреждений. При отсутствии необходимых фактических статистических данных, согласно п. 2 табл. 11 ГОСТ 21354 - 87, можно принимать следующий минимальный коэффициент запаса контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев с однородной структурой материала: .

Базовое число циклов изменения контактных напряжений определяют по следующей зависимости:

Эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений определять по следующей упрощенной зависимости:

.

где с - число нагружений зуба рассматриваемого колеса передачи за один его оборот, равное числу колес, находящихся в зацеплении с этим колесом. Так как редуктор одноступенчатый, то .

n - частота вращения рассматриваемого колеса передачи при номинальном нагружении, мин -1;

tp - расчетный срок службы зубчатых колес, ч:

часов.

KHL - коэффициент долговечности определяют из условия

Так как N_HE1>N_HO1 то согласно ГОСТ 21354-87 принимаем K_HL1=1, аналогично K_HL2=1.

k - число блоков (режимов) внешнего нагружения передачи.

Для шестерни: циклов.

Для колеса: циклов.

Тогда расчетные напряжения для шестерни и колеса соответственно равны:

Отсюда .

Таким образом: .

Определяем межосевое расстояние:

Тогда согласно ГОСТ 2185-66 принимаем межосевое расстояние равным: .

Рабочая ширина зубчатого венца колеса:

.

Принимаем

Рабочая ширина зубчатого венца шестерни:

Назначаем величину нормального модуля зубьев колес по рекомендуемым [5, c. 156] соотношениям:

Согласно ГОСТ 9563-80 принимаем .

Определим число зубьев шестерни:

где y - коэффициент воспринимаемого смещения. Так как передача косозубая, то

- угол наклона зубьев, принимаемый в первом приближении для косозубых передач 10...12: .

.

Определяем число зубьев колеса: .

Определяем фактическое передаточное число :

Определяем отклонение фактического передаточного числа от стандартного значения:

Отклонения нет, поэтому нет необходимости изменять параметры.

Уточняем значение делительного угла наклона зубьев:

Найденное значение угла должно лежать в рекомендуемом [5, c. 155, 156] пределе 8...20.

9. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.

V - окружная скорость колес, м/с, вычисляется по формуле:

,

Следовательно ранее принятую 8-ую степень точности оставляем без изменения.

В соответствии с ГОСТ 21354 - 87, контактную выносливость зубьев устанавливают сопоставлением действующего в полюсе зацепления рабочего номинального H и допускаемого Hp контактных напряжений по следующему условию:

где _H - номинальное значение контактных напряжений, возникающих в зубьях колес при их контакте в полюсе зацепления;

где Z_E - коэффициент, учитывающий упругие свойства материалов зубьев сопряженных зубчатых колес, МПа1/2. Его вычисляют по следующей зависимости:

,

где м, Е₁, Е₂ - коэффициент Пуассона и модули упругости Гука материалов зубьев, соответственно, шестерни и колеса рассчитываемой ступени редуктора.

Для стальных (м=0,3; Е1=Е2=0,21.106 МПа) колес принимают ZE = 271 Мпа1/2.

ZН - коэффициент, учитывающий основные из углов зубчатого зацепления равен:

Z - коэффициент, учитывающий многопарность зубчатого зацепления. Зависит от коэффициента осевого перекрытия равного:

Тогда Kе=0.9.

,

где - коэффициент торцового перекрытия зубьев.

Для зубьев колес, нарезанных без смещения режущего инструмента, при <200 коэффициент торцового перекрытия составляет

Z1; Z2 - числа зубьев, соответственно, шестерни и колеса;

- делительный угол наклона зубьев.

Получаем:

Ft ном - номинальное значение окружного усилия передачи равно:

КH - коэффициент нагрузки зубьев контактными напряжениями. Его вычисляют по формуле

.

Коэффициент K Hv учитывает динамичность нагрузки, возникающую в зацеплении взаимодействующих колес передачи.

Коэффициент К_H учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев колес, находящихся в зацеплении. Его определяют по следующей зависимости:

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий взаимодействующих зубьев колес, наблюдаемую в начальный период работы передачи;

где ч - коэффициент, учитывающий влияние переменного режима нагружения на степень прирабатываемости колес;

Тогда:

.

.

При сопоставлении рабочих и допускаемых напряжений разрешается 15% -я недогрузка зубьев колес передачи.

10. Проверочный расчет зубьев на усталостную прочность при изгибе

В соответствии с ГОСТ 21354 - 87, выносливость зубьев, необходимую для предотвращения их усталостного излома при номинальном нагружении передачи, устанавливают отдельно для каждого зубчатого колеса по следующему условию:

F [F ].

где F - расчетное местное номинальное напряжение изгиба, возникающее в опасном сечении переходной зоны зубьев рассматриваемого колеса передачи, МПа;

[F] - допускаемое напряжение изгиба, МПа, гарантирующее отсутствие зарождения усталостной трещины в корне зуба этого колеса.

при изгибе зубьев колес допускаемые напряжения [F], МПа, определяют раздельно для зубьев шестерни и колеса по следующей зависимости:

Yf - коэффициент формы зуба, находят в зависимости от Z v1 и Z v2 - эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса, вычисляемые по зависимости

;

;

.

Yе - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Kб - коэффициент, учитывающий многопарность зацепления.

Kе - коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев.

Для передач, применяемых в редукторосроении (сравнительно тихоходных) можно принимать Kб=1 и Yе=Z2е=0.662.

В связи с тем, что точки контакта при расчетах на изгибную и контактную прочность различны, то различны и соответствующие жесткости зубьев и нагрузка при изгибе распределяется с меньшей концентрацией, но это компенсируется тем, что одинаковая начальная концентрация нагрузки опаснее при изгибе и возникает опасность разрушения зуба с достаточной степенью точности можно считать, что

.

допускаемые напряжения изгиба для:

шестерни:

колеса: .

Yв - коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев рассчитывается по формуле:

.

На изгибную выносливость проверяют зубья того колеса, для которого минимально.

11. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок

11.1 Определение допускаемых контактных напряжений, гарантирующих отсутствие общих остаточных деформаций зубьев или их хрупкого разрушения при перегрузках

Допускаемое контактное напряжение при пиковых нагрузках Hp max, МПа, гарантирующее отсутствие местных остаточных деформаций или хрупкого разрушения (растрескивания) поверхностного слоя зубьев, зависит от вида химико-термической обработки и характера изменения твердости по глубине зуба. Согласно данным, имеем:

11.2 Проверка передачи на отсутствие при действии пиковых нагрузокместных остаточных деформаций зубьев или хрупкого разрушениях поверхностного слоя (растрескивания)

Эту проверку производят по условию:

H max H p max

где H p max - меньшее из допускаемых контактных напряжений для шестерни или колеса, гарантирующих отсутствие при действии пиковых нагрузок местных остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев: H p max=H p max2=3640 МПа.

H max - рабочее контактное напряжение, возникающее при действии пиковых нагрузок, находят по зависимости

где H - рабочее контактное напряжение, МПа, возникающее в зубе при действии номинальной нагрузки: H= 681 МПа.

Т_пик и Т_ном - соответственно, пиковый и номинальный вращающие моменты,

,

для двигателей является их паспортной характеристикой.

.

Общая пластическая деформация будет отсутствовать.

12. Геометрический расчет зацепления цилиндрической зубчатой передачи

Высота зуба:

.

Толщина зуба по делительной окружности:

Радиальный зазор: с=0,25 мм..

Угол профиля исходного контура:

Делительные диаметры шестерни:

;

колеса:

.

Диаметры вершин:

шестерни:

;

колеса:

.

Диаметры впадин:

шестерни:

;

колеса:

.

13. Определение усилий в зацеплении зубчатых колес

Составляющие (называемые усилиями в зацеплении зубчатых колес) равнодействующей Fn нормального (к профилю зубьев при их зацеплении в полюсе) взаимного давления зубьев друг на друга определяют по следующим формулам:

- окружные усилия ;

- осевые

;

- радиальные

.

14. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес

Наиболее широкое применение для смазывания зубчатых зацеплений колес редукторов получили жидкие смазочные материалы.

Наибольшее распространение из жидких смазочных материалов имеют нефтяные жидкие масла. Вопрос правильного выбора вязкости масла, предназначаемого для смазывания зацеплений колес зубчатых передач, основывается на экспериментальных данных и опыте эксплуатации.

Ориентировочное значение необходимой вязкости масла, выбираемого для смазывания зубчатых передач, имеющих стальные колеса, можно определить по данным [3, рис. 19.1] в зависимости от фактора 3n , определяемого по следующей формуле:

,

.

где НHV - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев: НHV=300HV

.

Определив требуемую величину вязкости масла, назначаем его необходимую марку, то выбираем масло И-Т-Д600.

В настоящее время для зацеплений колес зубчатых передач редукторов применяют картерный способ их смазки.

Картерный способ смазки назначают при окружной скорости колёс до 12.5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостатке масла.

Глубину погружения цилиндрических зубчатых колёс, согласно [2, c. 299], рекомендуется выбирать в пределах 0.75...2.0 высоты их зубьев h, но не менее 10 мм. Глубина погружения будет равна 25мм В этой рекомендации учтено, что в процессе работы глубина погружения зубьев уменьшается из-за разбрызгивания масла и его прилипания к стенкам корпуса и другим деталям передачи.

Толщину масляного слоя между зубчатыми колёсами и днищем корпуса назначают достаточно большой, чтобы продукты износа могли оседать на дне картера и не попадали на рабочие поверхности деталей. Рекомендуется толщину этого масляного слоя назначать не менее двух толщин (2) стенок корпуса редуктора.

При картерном смазывании зубчатых зацеплений заправку в корпус передачи предварительно отфильтрованного масла производят через смотровой люк или через заливную пробку-отдушину, завинчиваемую либо в крышку смотрового люка, либо непосредственно в корпус редуктора (в верхней его части).

15. Выбор конструкции устройства для контроля уровня смазочного материала в корпусе редуктора

Контроль уровня масла при его заправке в корпус редуктора и в процессе эксплуатации передачи производят с помощью маслоуказателей.

Так как крупносерийное производство, то проще поставить на конвейер сверление резьбы в горизонтальном направлении, чем делать на отдельном станке резьбу под углом. Следовательно - наиболее приемлемый маслоуказатель в данном случае - круглый.

16. Расчет цепной передачи

В первом приближении определим ориентировочно ожидаемую величину расчетной (средней) скорости V/ , м/с , движения цепи где n1 частота вращения малой звездочки: n1 = 182.5 мин-1.

Получим V/ = 1.83 м/с.

Так как к габаритам и весу передачи не предъявляют жестких ограничений, выберем приводную цепь типа (ГОСТ 13568-75) ПР.

Выбор способа смазки шарниров цепи.

Для среднескоростных ( 2V< 6 м/с ) передач выберем периодическое (через 120...180 ч при V< 4м/с) пластичное внутришарнирное смазывание, осуществляемое погружением предварительно промытой в керосине цепи в подогретый до жидкого состояния пластичный смазочный материал.

Число зубьев Z1 малой звездочки примем Z1 = 23.

Назначим число зубьев Z2 большей звездочки передачи, руководствуясь следующим условием:

Z2 = uZ1,

u - передаточное число цепной передачи, u = 4.0.

Z2 = 3.15·23 = 72.45 .

Окончательно Z2 = 73.

Определение фактического значения передаточного числа передачи uф = Z2 / Z1 и его относительное отклонение u, %, от необходимого значения u, величина которого должна удовлетворять следующему условию:

uф = Z2 / Z1 = 73/23 = 3.174

Тогда

Условие выполнено, следовательно - нет необходимости в коррекции принятых значений чисел зубьев звездочек. В дальнейшем расчете можно использовать необходимое значение передаточного числа u.

По ГОСТ 1356875 (Основные параметры приводных роликовых цепей) в соответствии с шагом и разрывной нагрузкой выберем необходимый типоразмер приводной цепи. Выбранная цепь 2ПР-31.75-17770.

Определение расчетного (среднего) значения V, м/с , скорости движения цепи будем вести по зависимости

м/с.

Определение делительных диаметров звездочек

d = P/sin .

мм.

мм.

Определение предварительного значения W_пр числа звеньев цепи:

Проверим принятое значение числа звеньев цепи W по следующему условию, ограничивающему число , с1, ударов в единицу времени шарниров цепи о зубья малой звездочки передачи:

=

,с-1.

Определение номинального натяжения ( при котором отсутствует провисание цепи) значение а_ном межосевого расстояния передачи и номинальное значение а_мон монтажного межосевого расстояния, представляющее собой округленное до ближайшего меньшего целого числа N_min расчетное значение а_ном:

а_ном = ;

а_мон = N_min { а_ном }.

мм.

Определение номинального значения Ft, Н, тягового усилия передачи:

H.

Определение натяжения звеньев цепи Fv, Н, вызываемое центробежной нагрузкой. Так как скорость цепи < 5 м/с, то центробежная сила не будет вызывать натяжение цепи: Fv = 0.

Определение расчетной (средней) величины qр, МПа, давления в шарнирах цепи

qp = ,

где А_оп - площадь проекции опорной поверхности шарнира выбранной цепи на его диаметральную плоскость, мм 2, назначаемая по ГОСТ 13568-75: А_оп = 359 мм².

МПа.

Определим расчетное значение S коэффициента запаса статической прочности выбранной цепи и сопоставить его с допускаемым (необходимым) его значением [S] по условию

S = [S] ,

где Q - статическая нагрузка, разрушающая (разрывающая) новую (неизношенную) цепь, определяемая по данным ГОСТ 13568-75 в зависимости от типоразмера цепи.

Допускаемое (необходимое) значение коэффициента запаса статической прочности цепи [S] назначают по справочным данным [5,табл.9.7]. в зависимости от шага цепи Р и частоты вращения малой звездочки передачи n1.

Q = 177 кН, [S] =8.5, тогда:

S =

Проверим передачу на отсутствие резонанса цепи при любом режиме ее нагружения

0,7 n1 кр n1 1,3 n1 кр

где n1 заданная (п.1) частота вращения малой звездочки

передачи, мин-1;

n1 кр - критическая частота вращения ,мин -1, малой звездочки, величину которой можно определить по следующей упрощенной зависимости , основанной на уравнении колебаний струны:

n_{1 кр} = .

Здесь Z1 - число зубьев малой звездочки;

а номинальное значение межосевого расстояния передачи, м;

F1 натяжение ведущей ветви цепи, Н;

qц - погонная масса принятой цепи, кг/м

qц = 7.3 кг/м, имеем:

мин-1

Выполнение данного условия говорит о отсутствии резонанса в цепи.

Выбор марки смазочного материала шарниров цепи.

Так как для смазывания шарниров цепи выбран пластичный смазочный материал, то его марку можно назначить в зависимости от условий работы цепи. примем марку пластичного смазочного материала: ЛИТА ТУ 38.1011308-90.

Определим величину радиальной нагрузки Frц, Н, передающейся на валы от цепной передачи :

Frц= b Ft ,

где b коэффициент, учитывающий расположение передачи относительно горизонтали.

В связи с тем, что цепь может составлять с горизонтом угол от 0 до 600, рассмотрим:

b =1.15; Frц = 1.15·4752= 2733 H

Выбор группы точности изготовления звездочек.

Группа точности изготовления звездочек V, так как скорость цепи меньше 3 м/с, которая соответствует 1 степени точности звездочек с профилем зубьев по ГОСТ 59281.

Определение предельных значений монтажных погрешностей:

· непараллельность n валов звездочек в горизонтальной и вертикальной плоскостях n=0.12…0.19 мм на 100 мм длины;

· радиальные r в биения валов звёздочек, r в=0,15мм.

С целью унификации производства выберем материал из которого будут изготавливать звездочки, такой же как и материал валов и зубчатых колес - сталь 40Х.

17. Подбор муфты для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора.

Так как муфта будет компенсирующая мягкая, то выбирать будем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-93;

Определим расчетный момент на муфте по формуле:

,

где - коэффициент режима работы муфты: .

- номинальный момент, передаваемый муфтой

.

.

.

Рассматриваем муфту МУВП:

Усилие, с которым муфта будет воздействовать на валы, находим по формуле:

Моменты, создаваемые муфтой:



18. Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора

18.1 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов быстроходного вала

Опорные реакции вала:

Рисунок 1 Прочностная расчетная схема для вала.

18.2 Проектировочный прочностной расчет

Проектировочный расчет валов ведут по зависимости ,базирующейся на условии их статической прочности при номинальном нагружении и имеющей вид:

,

М_из.ном - суммарный изгибающий момент, возникающий в рассматриваемом поперечном сечении вала при его номинальном нагружении. Его определяют по зависимости

где М_гор; М_вер - изгибающие моменты, возникающие в горизонтальной и вертикальной плоскостях при номинальном нагружении вала, Нм (определяют по соответствующим эпюрам).

Т_ном - крутящий момент, возникающий в рассматриваемом поперечном сечении вала при номинальном нагружении: .

[ф] - допускаемые напряжения, [ф]=25 МПа.

Определяем диаметр вала под подшипником А:

Принимаем .

Определяем диаметр вала под шестерней:

Согласно ряду .

18.3 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов тихоходного вала

Опорные реакции вала:

Рисунок 2 Прочностная расчетная схема для вала

18.4 Проектировочный прочностной расчет, определяем диаметр вала под звездочку

Учитывая ослабление шпонкой:

Определяем диаметр вала под подшипником С:

Принимаем .

Определяем диаметр вала под колесом:

Принимаем .

За ступенью под колесо располагается буртик. В данном случае он равен 16 мм. Диаметр буртика .

19. Проверочный расчет на выносливость каждого вала редуктора

Расчет валов на усталостную прочность (выносливость) производят в форме проверочного расчета и осуществляют после разработки рабочих чертежей рассчитываемых валов.

Целью проверочного расчета валов на выносливость является определение коэффициентов запаса выносливости SR во всех предположительно опасных сечениях вала.

19.1 Расчет тихоходного вала на усталостную прочность

Расчетная схема вала при его проверке на выносливость.

Проверку валов на усталостную прочность (выносливость) ведут по условию:

SR [SR],

где SR - расчетное значение коэффициента запаса выносливости вала в его рассматриваемом предположительно опасном сечении;

SR необходимое значение коэффициента запаса выносливости.

Необходимое значение коэффициента запаса выносливости вала [SR] для длинных ( 3, где l - длина пролета вала; dn - диаметр посадочных мест вала под подшипники) валов принимают равным: [SR] = 1.3…1.5 - для обеспечения достаточной выносливости и [SR] = 2.5…4.0 - чтобы обеспечить помимо выносливости еще и достаточную жесткость вала.

Расчетное значение коэффициента выносливости S R определяется из известной зависимости



по следующей формуле:

где S; S коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициент запаса выносливости S по нормальным напряжениям рассчитывают по следующей зависимости:

Коэффициент запаса выносливости S по касательным напряжениям вычисляют по формуле

Пределы выносливости материала вала -1 и -1 (при симметричных циклах изменения во времени, соответственно, нормальных и касательных напряжений) назначают по справочным данным, полученным по результатам испытаний бесступенчатых (гладких) полированных стандартных образцов, диаметром d_об = 7,5 мм, изготовленных из заготовок металла данной марки.

При отсутствии экспериментальных данных значения пределов выносливости -1 и -1 следует вычислять по корреляционным зависимостям, рекомендованным:

-1=(0.55- 0.0001в )в;

-1 =(0.5…0.6) -1,

где в - предел прочности на растяжение материала вала: .

Суммарные коэффициенты концентрации нормальных К_D и касательных К_D напряжений, возникающей в рассматриваемом сечении вала, определяют по следующим зависимостям:

Эффективные коэффициенты концентрации нормальных К и касательных К напряжений для сечений с геометрическими источниками концентраций этих напряжений (галтели, канавки, проточки, шпоночные пазы и т.д.) определяют по таблицам ГОСТ 25.504 - 82 в зависимости от вида концентратора, его размеров и предела прочности в материала вала.

К = 2.1, К = 1.65, так как номинальное напряжение 900 МПа, а .

Коэффициенты влияния на выносливость абсолютных размеров рассматриваемого сечения вала Кd и Кd определяют по зависимостям (22) и (23) [8], имеющим вид:



где d - наружный диаметр вала в рассматриваемом сечении: , .

, - параметры уравнения подобия усталостного разрушения. Их определяют или экспериментально, по методике, изложенной в МР 206 - 86, или по корреляционным формулам (24) и (25) [8], имеющим вид:

Коэффициенты K F и KF , учитывающие влияние на выносливость шероховатости поверхности концентратора напряжений, определяют по корреляционным зависимостям (15) и (16) [8] при R Z 1 мкм, имеющим вид:

,

где Rz - высотный параметр шероховатости поверхности концентратора. Шероховатость свободных поверхностей вала обычно характеризуется параметром .

.

.

Коэффициент KV , учитывающий влияние на выносливость вала технологических методов упрочнения его поверхности, назначают по справочным данным [5, c. 328] в зависимости от методов этого упрочнения (закалка ТВЧ, цементация, обкатка роликами и т.п.): .

Амплитуды _а циклов изменения во времени нормальных напряжений, возникающих в поперечных сечениях вала, независимо от вида этих циклов определяют по формуле:

_а = _{из. тах},

где _{из. тах} - максимальные напряжения изгиба в рассматриваемом поперечном сечении вала.

Следовательно, амплитудные значения нормальных напряжений при номинальном нагружении валов а ном , МПа, составят

где КА - коэффициент динамичности приложения внешней нагрузки .

М_из.ном - суммарный изгибающий момент, возникающий в рассматриваемом поперечном сечении вала при номинальном нагружении.

При наличии муфты, нагружающей вал силой FM, циклически меняющей свое направление при вращении вала, необходимо рассматривать самый опасный вариант этого нагружения. Такой вариант нагружения, как известно, наблюдается в момент совпадения плоскости действия изгибающего момента , возникающего только от нагрузки FM, с плоскостью действия суммарного изгибающего момента, возникающего от действия всех остальных сил, приложенных к валу.

В связи с этим, в рассматриваемом случае общий суммарный изгибающий момент M из.ном необходимо определять по следующей зависимости:

где - номинальный изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, вызываемый только нагрузкой от муфты FM, Нм (определяется по построенной отдельно от других эпюре изгибающего момента, возникающего от воздействия только усилия FM):

М гор; М вер - номинальные изгибающие моменты, возникающие в горизонтальной и вертикальной плоскостях под действием всех остальных сил, приложенных к валу:

,

Момент сопротивления изгибу рассматриваемого поперечного сечения вала:

при мм: мм3,

при мм: мм3.

МПа; МПа.

При расчетах валов влиянием касательных напряжений изгиба пренебрегают, ввиду его незначительности. В связи с этим, принимают, что величина амплитуды а цикла изменения во времени касательных напряжений, возникающих в поперечных сечениях вала, зависит только от характера цикла изменений во времени касательных напряжений кручения кр , возникающих в вале.

В реверсируемых валах касательные напряжения кручения кр меняются по симметричному циклу, если крутящие моменты при прямом и обратном вращении вала - одинаковые по величине. В этом случае будем иметь

;

Средние значения напряжений _{т ном}, МПа, цикла изменения во времени нормальных напряжений, возникающих в поперечных сечениях вала при его номинальном нагружении, определяют по зависимости

где знак «» принимают при сжатии вала;

N - продольная сила, возникающая в рассматриваемом поперечном сечении вала при номинальном нагружении:.

Площадь рассматриваемого поперечного сечения вала: мм2, мм2.

.

Для реверсируемых валов, одинаково нагруженных при прямом и обратном вращении, номинальные средние касательные напряжения .

Коэффициенты К_L и К_L , учитывающие переменность во времени внешней нагрузки, действующей на вал, и ограниченность его срока службы, определяют из следующих условий:

Показатели степени уравнений кривой выносливости (кривой Веллера) при симметричных циклах изгиба m и кручения m вычисляют по корреляционным зависимостям, имеющим вид:



Базовые числа циклов изменения нормальных N_G и касательных N_G напряжений, принимают равными

, циклов.

Коэффициенты и , учитывающие влияние на выносливость вала асимметрии циклов изменения во времени нормальных и касательных напряжений, определяют по корреляционным зависимостям (29); (30) [8], имеющим вид:

где , коэффициенты влияния асимметрии циклов изменения нормальных и касательных напряжений на выносливость лабораторных стандартных образцов, вычисляемые по формулам:

.

Условия SR [SR] выполняются.

19.2 Расчет быстроходного вала на усталостную прочность

Проверку валов на усталостную прочность (выносливость) ведут по условию

SR [SR] ,

где SR - расчетное значение коэффициента запаса выносливости вала в его рассматриваемом предположительно опасном сечении;

SR необходимое значение коэффициента запаса выносливости.

Необходимое значение коэффициента запаса выносливости вала [SR] для длинных ( 3, где l - длина пролета вала; d_n - диаметр посадочных мест вала под подшипники) валов принимают равным: [SR] = 1.3…1.5 - для обеспечения достаточной выносливости и [SR] = 2.5…4.0 - чтобы обеспечить помимо выносливости еще и достаточную жесткость вала [7, c. 288].

Расчетное значение коэффициента выносливости S R определяется из известной зависимости

по следующей формуле:

где S; S коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициент запаса выносливости S по нормальным напряжениям рассчитывают по следующей зависимости:

Коэффициент запаса выносливости S по касательным напряжениям вычисляют по формуле

Для определения и смотри п. 27.1.

Суммарные коэффициенты концентрации нормальных КD и касательных КD напряжений, возникающей в рассматриваемом сечении вала, определяют по следующим зависимостям:

Эффективные коэффициенты концентрации нормальных К и касательных К напряжений для сечений с геометрическими источниками концентраций этих напряжений (галтели, канавки, проточки, шпоночные пазы и т.д.) определяют по таблицам ГОСТ 25.504 - 82 в зависимости от вида концентратора, его размеров и предела прочности в материала вала.

К = 2.1, К = 1.65, так как номинальное напряжение 900 МПа, а .

Коэффициенты влияния на выносливость абсолютных размеров рассматриваемого сечения вала Кd и Кd определяют по зависимостям (22) и (23) [8], имеющим вид:

где d - наружный диаметр вала в рассматриваемом сечении: , .

Для определения смотри п. 27.1.

Для определения и смотри п. 27.1.

Коэффициент KV , учитывающий влияние на выносливость вала технологических методов упрочнения его поверхности, назначают по справочным данным [5, c. 328] в зависимости от методов этого упрочнения (закалка ТВЧ, цементация, обкатка роликами и т.п.): .

Амплитудные значения нормальных напряжений при номинальном нагружении валов а ном , МПа, составят

где К_А - коэффициент динамичности приложения внешней нагрузки: .

М_из.ном - суммарный изгибающий момент, возникающий в рассматриваемом поперечном сечении вала при номинальном нагружении.

При наличии муфты, нагружающей вал силой FM, циклически меняющей свое направление при вращении вала, необходимо рассматривать самый опасный вариант этого нагружения. Такой вариант нагружения, как известно, наблюдается в момент совпадения плоскости действия изгибающего момента , возникающего только от нагрузки F_M, с плоскостью действия суммарного изгибающего момента, возникающего от действия всех остальных сил, приложенных к валу.

В связи с этим, в рассматриваемом случае общий суммарный изгибающий момент M из.ном необходимо определять по следующей зависимости:

где М_гор; М_вер - номинальные изгибающие моменты, возникающие в горизонтальной и вертикальной плоскостях под действием всех остальных сил, приложенных к валу.

При прямом ходе:

,

Момент сопротивления изгибу рассматриваемого поперечного сечения вала:

при мм: мм3,

при мм: мм3.

МПа; МПа.

В реверсируемых валах касательные напряжения кручения _кр меняются по симметричному циклу, если крутящие моменты при прямом и обратном вращении вала - одинаковые по величине.

;

Средние значения напряжений _{т ном} , МПа, цикла изменения во времени нормальных напряжений, возникающих в поперечных сечениях вала при его номинальном нагружении, определяют по зависимости

где знак «» принимают при сжатии вала;

N - продольная сила, возникающая в рассматриваемом поперечном сечении вала при номинальном нагружении:.

Площадь рассматриваемого поперечного сечения вала:

мм2, мм2.

.

Для реверсируемых валов, одинаково нагруженных при прямом и обратном вращении, номинальные средние касательные напряжения .

Коэффициенты КL и КL , учитывающие переменность во времени внешней нагрузки, действующей на вал, и ограниченность его срока службы, определяют из следующих условий:

Показатели степени уравнений кривой выносливости (кривой Веллера) при симметричных циклах изгиба m и кручения m вычисляют по корреляционным зависимостям (27) и (28) [8], имеющим вид:

Базовые числа циклов изменения нормальных NG и касательных NG напряжений, в соответствии с рекомендациями [8], принимают равными

циклов.

Коэффициенты и , учитывающие влияние на выносливость вала асимметрии циклов изменения во времени нормальных и касательных напряжений, определяют по корреляционным зависимостям (29); (30) [8], имеющим вид:

Для определения смотри п. 27.1.

Условия SR [SR] выполняются.

При обратном ходе:

,

Момент сопротивления изгибу рассматриваемого поперечного сечения вала:

при мм: мм3,

при мм: мм3.

МПа; МПа.

Далее расчет смотри в прямом ходе.

Условия SR [SR] выполняются. 20. Подбор подшипников для валов редуктора.

20. Подбор подшипников для валов редуктора

20.1 Выбор типа подшипников

В редукторах применяют радиально-упорные роликовые подшипники, хотя по расчету на ресурс и по условиям компоновки в ряде случаев можно было бы применить обычные радиальные шарикоподшипники.

Радиально-упорные роликовые однорядные подшипники предназначены для восприятия комбинированной (радиальной и односторонней осевой) нагрузки. В связи с этим, радиально-упорные подшипники монтируют на валах с соблюдением принципа зеркальной симметрии а их работа только при радиальных нагрузках (без внешних или монтажных осевых сил) не допускается.

Данные подшипники имеют разъемную конструкцию, причем внутреннее кольцо, сепаратор и конические ролики взаимно связаны, а наружное кольцо подшипников облегчает монтаж и демонтаж деталей подшипниковых узлов, однако, требует обеспечения возможности регулирования (при монтаже) величины зазоров в подшипниках.

Целью такой регулировки является создание в подшипниках зазоров такой величины, которая одновременно была бы достаточной и для предотвращения защемления тел качения между кольцами подшипников при температурных деформациях, и для обеспечения приемлемого радиального биения поверхности вала.

Более широкое распространение получили подшипники исполнения 7000.

20.2 Выбор схемы установки подшипников в опорных узлах валов редуктора

Рисунок 3 Осевая фиксация вала "враспор"

Эту схему называют осевой фиксацией вала "враспор". В рассматриваемой конструктивной схеме каждая из опор ограничивает осевое перемещение вала только в одном направлении. Для этого торцы внутренних колец обоих подшипников упирают в торцы буртиков вала (или в торцы других деталей, расположенных на валу). Внешние торцы наружных колец подшипников упирают в торцы подшипниковых крышек.

20.3 Подбор подшипников для быстроходного вала редуктора

Принимая в первую очередь легкую серию габаритных размеров подшипников, назначаем при типоразмер 210. Откуда .

Определяем величину суммарной радиальной номинальной реакции по следующей зависимости:

,

где Rм - радиальная номинальная реакция рассматриваемой опоры вала, возникающая только от усилия муфты;

X, Y - составляющие (по соответствующим осям координат) радиальной реакции рассматриваемой опоры вала, возникающей от воздействия всех остальных номинальных внешних нагрузок, приложенных к валу.

Определяем величину суммарной радиальной номинальной реакции:

Определяем величину продольной номинальной реакции фиксированной опоры вала:

.

При установке в опоре одинарного подшипника его номинальная радиальная нагрузка Fr , кН, будет составлять , где R - суммарная радиальная реакция рассматриваемой опоры вала, возникающая при его номинальном нагружении.

Определяем радиальные и осевые нагрузки на подшипник:

F_ta=Ra * 10^-3

F_tb=Rb * 10^-3

Приведенную радиальную нагрузку на радиальные и радиально-упорные подшипники Pr , кН, в соответствии с ГОСТ 18854-82, при любом режиме их нагружения (в том числе и номинальном) определяют по следующей формуле:

,

где V - кинематический коэффициент: .

X,Y - коэффициенты, учитывающие разное повреждающее воздействие на подшипник, соответственно, радиальной и осевой нагрузок.

Выбор е для опоры А:

.

Так как , то .

Имеем: , , тогда согласно табл.8 ГОСТ 18855-82 .

Выбор е для опоры В:

Имеем: , , тогда согласно табл.8 ГОСТ 18855-82

.

F_r , F_a - рабочие радиальная и осевая нагрузки на подшипник, кН;

К_б - коэффициент безопасности, назначаемый в зависимости от условий нагружения подшипникового узла согласно [табл. 17.2, 5]: (так как легкие толчки).

К_т - температурный коэффициент, вводимый в расчет только при использовании подшипников из обычных для них материалов: КтА=КтВ=1.

;

.

Эквивалентную (по усталостному повреждающему воздействию) приведенную радиальную нагрузку на подшипник РrЕ , кН, определяют по следующей формуле:

,

где Р_ном - номинальная приведенная нагрузка на рассматриваемый подшипник вала:

,

.

Z_h - коэффициент долговечности, учитывающий переменность во времени нагрузки, действующей на подшипник, и ограниченность (необходимым сроком службы tp) ресурса подшипника Lh .

Для подшипников реверсируемых валов коэффициент долговечности составляет:

,

где К, m - число блоков (режимов) нагружения подшипника, соответственно, при прямом и обратном вращении вала;

T_i , t_i - параметры i-го блока нагружения при прямом вращении вала;

T_j , t_j - параметры j-го блока нагружения при обратном вращении вала;

Т_рев - наибольший из длительно действующих вращающих моментов режима нагружения вала при его реверсе;

Т_ном - номинальный вращающий момент внешнего нагружения вала;

n_i , n_j - частота вращения кольца подшипника под i-м блоком нагружения при прямом вращении вала и под j-м - при его реверсе;

n_ном - частота вращения кольца подшипника под номинальной нагрузкой.

ч.

кН;

кН.

Наиболее нагруженной опорой при прямом ходе является опора А. Следовательно

При прямом ходе , а при обратном , значит наиболее нагруженным вал является при прямом ходе в опоре А.

Прогнозируемый ресурс L_h , ч, (до появления усталостного контактного выкрашивания поверхности хотя бы одного из колец или тел качения) выбираемого подшипника должен удовлетворять следующему очевидному условию:

,

где t_p - необходимый (желаемый) срок службы подшипника.

Для уменьшения номенклатуры применяемых подшипников и снижения трудоемкости получения посадочных отверстий подшипниковых гнезд корпуса редуктора, в опорах вала целесообразно использовать одинаковые подшипники. В соответствии с ГОСТ 18855-82, при частоте вращения подвижного кольца подшипника n10 мин-1 прогнозируемый ресурс L_h, ч наиболее нагруженного подшипника рассматриваемого вала определяют по следующей зависимости:

,

где а₁ - коэффициент, учитывающий необходимую вероятность безотказной работы подшипника, назначают в соответствии с ГОСТ 18855-- 82 (табл. 6.1 данной работы); в общем редукторостроении принимают вероятность безотказной работы подшипников равной 90% и тогда а1=1.0;

а_2;3 - объединенный коэффициент, учитывающий условия эксплуатации подшипника и качество его материала, назначают по справочным данным [5, c. 352]: а2;3=0.8;

С_кат - динамическая грузоподъемность принятого подшипника, выбираемая по соответствующей таблице каталога подшипников: .

К_кач - коэффициент, учитывающий качество (точность) изготовления подшипника, выбирают по справочным данным [3, c. 188] в зависимости от класса точности рассматриваемого подшипника:

p - показатель степени контактной выносливости подшипника (для шарикоподшипников всех типов р=3; для роликовых р=10/3): р=3;

n - частота вращения подвижного кольца рассматриваемого подшипника при его номинальном нагружении: мин-1

ч.

Так как ч, то условие выполняется.

Подшипники, подобранные по необходимой величине прогнозируемого ресурса L_h , подвергают проверке на отсутствие их бринеллирования (остаточных деформаций колец и тел качения) при действии пиковых нагрузок. Условием отсутствия бринеллирования подшипников при действии пиковых нагрузок служит выполнение следующего неравенства: