Проектирование привода барабана лебёдки

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНОБРНАУКИ России

Ухтинский государственный

технический университет

Кафедра СМ и ДМ

Пояснительная записка к курсовому проекту по деталям машин

Привод барабана лебёдки

2011



1. Задание

Спроектировать привод барабана лебёдки по схеме рисунка 1. Привод содержит асинхронный электродвигатель, компенсирующую муфту, конический одноступенчатый редуктор с прямозубыми колёсами и цепную передачу. Срок службы редуктора 10 лет при двухсменной работе. Привод реверсивный. Кратковременные нагрузки не превышают двукратную номинальную нагрузку. Крутящий момент ,передаваемый на вал барабана , и угловая скорость вращения этого вала .

Рисунок 1 - Схема привода

1 - вал электродвигателя; 2 - вал ведущий редуктора; 3 - вал ведомый редуктора; 4 - вал барабана лебёдки; 5 - электродвигатель асинхронный; 6 - муфта компенсирующая; 7, 8 - ведущее и ведомое соответственно колёса редуктора; 9, 10 - ведущая и ведомая соответственно звёздочки цепной передачи; 11 - цепь; 12- подшипники; 13 - корпус редуктора; 14 - барабан лебёдки.



2. Кинематический и силовой расчёт привода

2.1 Выбор электродвигателя

По /1, табл. 1.1/ примем:

h_з = 0,97 - к. п. д. пары зубчатых колёс;

h_п = 0,99 - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

h_цп = 0,95 - к. п. д. открытой цепной передачи.

h_м = 0,99 - коэффициент, учитывающий потери на муфте;

Общий к. п. д. привода

;

Требуемая мощность электродвигателя

(кВт).

С учетом требуемой мощности =2,33 кВт рассмотрим возможность выбора асинхронных двигателей серии 4А с номинальными мощностями Рн=2,2кВт и Рн=3 кВт /4,стр.406/.Для первого перегрузка составляет ;(2,33-2,2)·100/2,2=5% при допускаемой перегрузке 5%. Для второго недогрузка составляет;(3-2,33)·100/3= 22% при допускаемой 20%. Поэтому остановим выбор на двигателе мощностью 2,2кВт. Для двигателей с мощностью 2,2 кВТ рассчитаны следующие номинальные частоты вращения nн: 705; 949; 1423; 2871 об/мин.



Номинальные частоты вращения:

nн = 3000·(1-4,3/100) = 2871 (об/мин);

nн = 1500·(1-5,1/100) =1423 (об/мин);

nн = 1000·(1-5,1/100) = 949 (об/мин);

nн = 750·(1-6/100) = 705 (об/мин).

Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода iср , вычисленное по, примерно, средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем/1,стр.7/ эти значения для цепной и зубчатой конической передач соответственно iср.ц= 4,5 iср.з=4. После перемножения получим в результате iср=4,5·4=18.

Частота вращения ведомой звездочки n4=30·/=30·5,23/3,14=49,99 (об/мин).

При таком передаточном отношении привода iср=18 и частоте вращения ведомой звездочки n4=49,99 об/мин потребуется двигатель с частотой вращения:

n= iср· n4=18·49,99=900 (об/мин).

Окончательно выбираем /1,стр.390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4А100L6У3 со следующими параметрами : - номинальная мощьность Рн=2,2 кВт;

- номинальная частота вращения nн = 949 об/мин;

- отношение пускового момента к нормальному Тп/Тн=2,0. 2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода n1 = nн = 900об/мин iобщ = n1/ n4 = nн / n4 =949/49,99 =18,99.

Примем /1,стр.7/ передаточное отношение для зубчатой передачи iз = 5.

Тогда на долю цепной передачи остается передаточное отношение Iц = iобщ/ iз = 18,99/5 = 3,8.

Проверка : iобщ = 3,8·5 = 19 убеждает в правильности вычислений.

2.2 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

Частоты вращения валов

n₁ = n_н = 949 (об/мин);

n2 = n₁ = 949 (об/мин);

n₃ = n_дв/i_з = 949/5 = 189,8 (об/мин);

n₄ = n₃/i_цп = 189,8/3,8 = 49,95 (об/мин).

Угловые скорости валов:

₁ = ₂ = n₁/30 = 3,14·949/30 = 99,33 (рад/с);

₂ = ₁ = 99,33 (рад/с);

₃ = ₂/i_з = 99,33/5 = 19,87 (рад/с);

₄ = ₃ /i_цп = 19,87/3,8 = 5,23 (рад/с).

Мощности на валах привода:

P₁ = P_н = 2,2 (кВт);

P₂ = P_1пм = 2,2•0,99•0,99 = 2,156 (кВт);

P₃ = P_2зп = 2,16•0,97•0,99 = 2,07 (кВт);

P₄ = P_3ц = 2,07 •0,95 = 1,967 (кВт).



Моменты на валах привода:

Т₁ = Р₁/₁ = 2,2 ·10³/99,33 = 22,15 (Нм);

Т₂ = Р₂/₂ = 2,156 ·10³/99,33 = 21,71 (Нм);

Т₃ = Р₃/₃ = 2,07 ·10³/19,87 = 104,18 (Н•м);

Т₄ = Р₄/₄ = 1,967 ·10³/5,23 = 376,1 (Н•м).

Максимальный момент при перегрузке на первом валу (на валу двигателя)

Номинальной мощности двигателя Р_н = 2,2 кВт соответствует номинальный момент

Т_н = Р_н/₁ = 2,2·10³/99,33 = 22,15 (Н·м).

Отсюда

Т_1max =2·Т_н = 2·22,15= = 44,3 (Н·м).

Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности/см.пункт 2.3.4/, в Т_1max/T_н = 44,3/22,15 = 2 раза.

Исходя из этого соображения, получаем:

Т_1max = 2T₁ = 2·22,15 = 44,3 (Нм);

Т_2max = 2T₂ = 2·21,71 = 43,42 (Нм);

Т_3max = 2T₃ = 2·104,18 = 208,36 (Нм);

Т_4max = 2T₄ = 2·376,1 = 752,2 (Нм).



Результаты расчетов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в таблицу 2.1, основные параметры.

Таблица 2.1 ? Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

№ вала по рис. 1	n,об/мин	, с-1	Р, кВт	Т, Нм	Tmax, Нм
1	949	99,32	2,2	22,15	44,3
2	949	99,32	2,156	21,71	43,42
3	189,8	19,87	2,07	104,18	208,36
4	49,95	5,23	1,967	376,1	752,2



3. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Примем для шестерней колеса одну и туже марку стали с различной термообработкой (полагая , что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).

По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную, твердости HB 270; для колеса сталь 40Х улучшенную, твердости HB 245.

Допускаемое контактное напряжение:

[д_H]=.

д_{Hlim b} -предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твёрдостью поверхности зубьев менее HB 350 и термообработкой улучшением для колеса д_{Hlim b} =2HB+70=560. К_HL - коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации К_HL=1. [n]_H - коэффициент безопасности, при улучшении [n]_H=(1,1ч1,2), принимаем [n]_H=1,15

Находим допускаемое напряжение по колесу:

[д_H]= МПа

Коэффициент нагрузки при консольном расположении шестерни по табл. 3.1 принимаем К_HB=1,3.

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию Ш_ВRe=0,285.

Внешний делительный диаметр колеса



принимаем по стандарту СТ СЭВ 229-75 ближайшее значение d_е2=250 мм.

Примем число зубьев шестерни Z₁=20, число зубьев колеса Z₂=Z₁·u=20·5=100.

Примем z₂=100, тогда u = z₂ /z1 = 100/20=5.

Отклонение от заданного состовляет 0%, что меньше установленных ГОСТ 12289-76 3%.

Внешний окружной модуль

Уточняем значение

Отклонение от стандартного значения составляет 0%

Углы делительных конусов :

Внешнее конусное расстояние и длины зуба



принимаем =36 мм. Внешний делительный диаметр шестерни:

средний делительный диаметр шестерн:

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

Средняя окружная скорость колес

Для конической передачи назначаю 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

при =0,7 , консольном расположении колес и твердости HB<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, 1,27/1, стр.39/.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, /1, стр.39/.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при 5 м/с 1,05 /1, с.40/.

Таким образом, 1,27•1,0•1,05=1,334.

Проверяем контактное напряжение по формуле

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

.

Коэффициент нагрузки

при консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ<350 значениях /1, стр.43/.

при твердости НВ<350, скорости v=2,08 м/с и 7-й степени точности /1, с.43/.

Итак,

Y_F-коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев: для шестерни

для колеса



При этом Y_F1 = 4,07 и Y_F2 = 3,60 /1, стр.42/.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350 НВ/1, стр.44/.

Для шестерни

для колеса

коэффициент запаса прочности . По /1, стр.44/ для поковок и штамповок таким образом,

Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

для колеса

для шестерни отношение

для колеса



Дальнейший расчет ведём для зубьев шестерни, так как полученное отношение для него меньше.



4. Предварительный расчёт валов редуктора

Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов :

- ведущего вала Т₂=21,71·10³ Н·м

- ведомого вала Т₃=104,18·10³ Н·м

Диаметр выходного конца вала определяем при допускаемом напряжении [ф]=25

d_в2= мм

Первый вал принадлежит электродвигателю, его диаметр d_в1=28мм.

Для ведмого вла назначим сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованную.

Принимаем :

- для вала d_в2=0,75·d_дв=0,75·28=22 мм

- для подшипников d_П2=30 мм

Диаметр выходного конца вала d_в3 определяем при меньшем допускаемом напряжении [ф]=20 , чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи.

d_в3= мм

принимаем :

- для вала d_в3=30 мм

- для подшипников d_П3=35 мм

- для колеса d_К3=40 мм



5. Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерня выполнена за одно целое с ведущим валом редуктора

Колесо:

Коническое зубчатое колесо кованое.

Его размеры : d_ае3=250,95 мм; b₃=36 мм;

- диаметр ступицы : d_ст=1,6· d_К3=1,6·40=64 мм; - длина ступицы : l_ст=(1,2ч1,5) · d_К3=(1,2ч1,5) ·40=42ч53 мм; принимаем l_ст=54 мм. Толщина обода : д₀=(3ч4) ·m_e=2,5· (3ч4)=7,5ч10 мм; принимаем

д₀=8 мм;

- толщина диска : С=(0,1ч0,17) ·Re=(0,1ч0,17) ·127,48=12,748ч21,67 мм;

принимаем С=14 мм.



6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д= 0,05·Re+1=0,05·127,48+1=7,374 мм, принимаем д=8мм;

д₁=0,04·Re+1=0,04·117,4+1=5,696 мм, принимаем д₁=8мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки.

- верхний пояс корпуса и пояс крышки:

b=1,5·д=1,5·8=12 мм

b₁=1,5·д₁=1,5·8=12 мм

- нижний пояс корпуса:

p=2,35·д=2,35·8=18,8 мм ; принимаем p=20 мм.

Диаметры болтов :

- фундаментных :

d₁=0.055·Re+12=0,055·127,48+12=19 мм

выбираем болт с резьбой М20 - крепящих крышку к корпусу у подшипника;

d₂=(0,7ч0,75) ·d₁=14ч16 мм

выбираем болт с резьбой М16



- соединяющих крышку с корпусом ;

d₃=(0,5ч0,6) ·d₁=10ч12 мм

выбираем болт с резьбой М12. 7 Расчёт параметров цепной передачи

Вращающий момент на ведущей звёздочке

Т₄=Т₃=104,18·10³ Н·мм.

Передаточное число цепной передачи : i_ц= 3,8.

Число зубьев ведущей звёздочке

Z₃=31-2· i_ц=31-2·3,8=23,8,

принимаем число зубьев ведущей звёздочки Z₃=24.

Число зубьев ведомой звёздочки Z₄=Z₃· i_ц=24·3,8=91,2, принимаем Z₄₌92.

Проверяем передаточное число цепной передачи

i_ц=

отклонение

что допустимо.



Шаг однорядной цепи в миллиметрах ориентировочно вычисляется по формуле

Т₄ - вращающий момент на валу колеса, Нм;

К_э - расчётный коэффициент нагрузки;

Z₃ - число зубьев ведущей звёздочки;

[P] - допускаемое давление в шарнире цепи, МПа;

m - число рядов цепи.

Расчётный коэффициент нагрузки :

К_э = К_д К_а К_н К_р К_с К_п,

К_д - динамический коэффициент , при спокойной нагрузке К_д=1.

К_а - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния , при

а=(30ч50)t ; К_а=1

К_н - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров передачи ,

К_н=1 при угле наклона до 60⁰.

К_р - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи , при периодическом регулировании К_р=1,25.

К_с - коэффициент, учитывающий способ смазывания передачи , при капельной смазке К_с=1.

К_п - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи , при двухсменной работе К_п=1,25.



К_э=1·1·1·1,25·1·1,25=1,56

При n₃=189.9 принимаем по табл. 7.18 допускаемое

давление в шарнире цепи [Р]=25 и m-число рядов цепи m=1.

17,66 мм

принимаем по табл. 7.15 цепь с шагом t=19,05 мм.

Данная цепь имеет нижеследующие характеристики :

- разрушающая нагрузка Q=31,80 кН;

- масса 1 метра цепи q=1,9 ;

- проекция опорной поверхности шарнира A_оп=105,8 мм²,

принимаем цепь ПР- 19,05-3180 (ГОСТ 13568-75).

Скорость цепи

V=

Окружное усилие цепи :

F_tц= (Н).

Проверяем давление в шарнире :

Р= (МПа),



условие Р?[Р] выдержано.

Межосевое расстояние цепи а_ц=50·t=50·19,05=952,5 (мм).

Силы действующие на цепь:

- окружная F_tц=1427,59 Н;

- от центробежных сил F_v=q·V²=1,9·1,45=3,99 (Н);

- от провисания цепи при k_f=6, q=1,9кг/м; Р_f=9,81·К_f·q·a.

P_f=9,81·6·1,9·0,953=106,6 (Н)

Сила давления на вал :

R_ц=Р_ц+2·Р_f=1707,7+2·84=1875,9 (Н)

Диаметр делительной окружности ведущей звездочки:

d_dз=145,95 (мм).

Диаметр наружной окружности :

D_eз=154,46(мм).

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение:

Это больше, чем требуемая величина [s]=7,95, т.е. условие s>[s] выполнено.

Размер ведущей звездочки:

Ступица звёздочки d_{ст. з}=1,6·d_в3=1,6·3048 мм;.

Толщина диска звёздочки :

t_з=0,93·В_ВН=0,93·12,712 мм.



7. Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазки :

Зацепление зубчатой пары смазывается путём окунания зубчатого колеса в масло; подшипники ведомого вала смазываются пластичной смазкой, ведущего - разбрызгиваением.

Камеры подшипников ведомого вала отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Наносим габариты подшипников ведущего вала , наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии X=10мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника Y₁=15 мм.

Определим размер а₁ ,определяющий положение радиальной реакции конического подшипника:

а₁ = мм

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f₁=44+15=60

Принимаем между реакциями подшипников ведущего вала размер С₁ .

С₁= (1,4ч2,3) ·f₁104

Размещаем подшипники ведущего вала , наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии Х=14мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника Y₂=17мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

Для подшипников 7207



а₂= мм

Определяем замером размер А от линии реакции подшипника до оси ведущего вала.

Корпус редуктора выполнен симметричным относительно оси ведущего вала, поэтому примем размер А^/=А= 82 мм

Нанесём габариты подшипников ведомого вала. Замером определяем размер f₂=60 и С₂=104 мм. Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5·х=1,5·14=21 мм. Намечаем положение звёздочки на расстоянии Y₂=15мм от торца подшипника и замеряем расстояние от линии реакции ближнего подшипника l₃=67 мм.



8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал.

Силы действующие в зацеплении: F_t=1060,3 (Н), F_r1=379 (Н), F_а1=74 (Н).

Первый этап компоновки дал =59(мм) и ).

Определим реакции в горизонтальной плоскости xz:

R_x2?C₁= F_t ?f₁ ;R_x2=601 (Н)

R_x1?C₁= F_t (C₁+f₁) ; R_x1=1661 (Н)

Проверка реакции:

? Y = 0 R_x2+ -R_x1=0

Определим реакции в вертикальной плоскости yz:

? М₁ = 0

-R_y2?C₁+ F_r?f₁+ F_а1?d₁/2=0

R_y2=200 (Н)

? M₂ = 0

-R_y1?C₁+ F_r?(f₁+C₁)- F_а1?d₁/2=0

R_y1=579 (Н)

Проверка:

R_y2+ -R_y1=0



Суммарные реакции:

P_r2=633 (Н)

P_r1=1759 (Н)

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников равны :

S₂=0,83?е? P_r2=189 (H),

S₁=0,83?е? P_r1=526 (H),

согласно табл. 7.6: S₁ >S₂ , F_a > 0

P_a1=S₁=526 (Н) P_a2=S₁+F_a=600 (Н).

Рассмотрим левый подшипник.

Найдём отношение

0,94.

Т.к это отношение =0,94>е ,то поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка



для заданных условий К_б=1, для конических подшипников X=0,4 , Y=1,64

получаем

Р_э2=(0,4·633+1,64·600)=1,24 (КН).

Расчетная долговечность, млн. об

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение

поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываются.

Эквивалентная нагрузка

привод барабан лебедка редуктор

(Н).



Расчетная долговечность, млн. об

млн.об

ч.

найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов

F =1060 (H);

F_r2= 74 (H);

F_a2= 379 (H),

F_в=1641 (Н).

Первый этап компоновки дал f₂ =61 мм, с₂ = 103 мм, = 67 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_а), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым» /1, с.217/.

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала. Реакции в плоскости xz: R_х3 = 394 (Н) и R_х4 = 666 (Н). Реакции в плоскости xу: R_у3 = 885 (Н) и R_у4 = 2600 (Н). Суммарные реакции: P_r3 = 969 (Н) и P_r4 =2684 (Н).

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников равны:

S₄=0,83?е? F_r4=824 (H), S₃=0,83?е? F_r3=297 (H)



согласно табл. 7.6 S₃ >S₄, F_a=P_a> 0 имеем:

P_a4=S₄=824 (Н) P_a3=S₁+F_a=1203 (Н)

Рассмотрим третий левый подшипник

Найдём отношение

=1,24.

Т.к. это отношение >е , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка

для заданных условий К_б=1,2.

Р_э3=(0,4·1969+162·1203)·1,2·1=2804 Н

Расчетная долговечность, млн. об

6229 млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч.



Рассмотрим четвёртый правый подшипник.

Отношение =0,31 < е, поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

(Н).

Расчетная долговечность, млн. об.

L= млн. об.

Расчетная долговечность, ч.

ч;

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7207 приемлемы.



9. Второй этап компоновки редуктора

В развитие первой компоновки здесь вычерчиваем валы с насажанными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных гаек, крышек и уплотнений.

Диаметры участков валов под зубчатые колеса, подшипники пр. назначаем в соответствии с результатами предварительного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М301,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначаем (0,1ч0,15)d_n; принимаем её равной 0,15 · 30 = 4,5 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого д_ст = (0,08ч0,12) · D, где D - наружный диаметр подшипника; принимаем д_ст = 0,12 · 62?7 мм.

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцевым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятые в первом этапе компоновки: х=14 мм, у₂=17 мм и др.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5 мм на длине, меньшей длинны распорной втулки.

Для фиксации зубчатое колесо упираем с одной стороны в утолщение вала D = 45 мм, а с другой в мазеудерживающее кольцо; участок вала с D = 40 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо D = 35 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала.

Наносим толщину стенки корпуса д_к = 8 мм, и определяем размеры основных элементов корпуса.



10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические ГОСТ 23360-78, материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

допускаемое напряжение смятия при стальной ступице , при чугунной

Ведущий вал :

сечение и длина шпонки глубина паза по ГОСТ 23360-78.

Момент на ведущем валу

Напряжение смятия

=65,79 (Мпа)<

Ведомый вал :

Из двух шпонок (под зубчатым колесом и под звездочкой) более нагружена вторая (меньше диаметр вала) , поэтому проверяем шпонку под звездочкой . сечение и длина шпонки глубина паза по ГОСТ 23360-78.

Момент на ведомом валу



Напряжение смятия

=89,04 (Мпа)<

Диаметр под зубчатым колесом сечение и длина шпонки глубина паза по ГОСТ 23360-78.



11. Уточненный расчет валов

Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Материал валов - сталь 45 нормализованная; 570 МПа /1, с.34/.

Пределы выносливости 0,43 · 570 = 246 МПа и 0,58 · 246 = 142 МПа.

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты М_у и М_х и крутящий момент Т_z=Т₂.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.

R_х2 · с₁= 601 · 104 = 63 · 10³ (Н·мм);

R_у2 · с₁= 200 · 104 = 20,8 ·10³ (Н·мм).

Суммарный изгибающий момент

66·10³ (Н·мм).

Момент сопротивления сечения

W=10³ (мм³⁾.



Амплитуда нормальных напряжений

(МПа).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

По /1, с.166/ 2,35.

Полярный момент сопротивления:

W_p=W = 2 ·2,65 ·10³ = 5,3 ·10³ мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:



;

коэффициент = 0,1 ;

Коэффициент запаса прочности:

4,14.

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s]=1,51,7. Учитывая требования жесткости, рекомендуют [s]= 2,53. Полученное значение s=4,14 достаточно.

У ведомого вала проверим прочность в сечении под колесом d_к3 = 40 мм. Через это сечения передается вращающий момент Т₃= 104,18 ·10³ Н·мм.

101·10³ (Н·мм),

а под подшипником =·=1641·67=109,9· (Н·мм).

Из этих 2 сечений более опасно сечение под подшипником, для него и проведем расчет, т.к. момент сопротивления больше .

Момент сопротивления сечения

·10³ (Н·мм³).



Амплитуда нормальных напряжений

(МПа).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям :

,

где 2,6 по /1, с.166/

Полярный момент сопротивления

W_p=W=2 · 4,2 ·10³=8,4 ·10³ (мм³).

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(МПа).

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям



где 0,6 · 2,6 + 0,4 = 1,96 по /1, с.166/ и 0,1.

Коэффициент запаса прочности

>[s].



12. Вычерчивание редуктора

Вычерчиваем редуктор в двух проекциях в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией. Спецификацию составляем аналогично приведенной на /1, с.319/.

Укажем некоторые конструктивные особенности проектируемого редуктора.

Подшипники ведущего вала смонтированы в общем стакане. От шестерни осевая сила передается через заплечик вала, мазеудерживающее кольцо, внутреннее кольцо правого подшипника, распорную втулку, левый подшипник, промежуточное кольцо, крышку подшипника и болты. С болтов осевая сила передается на корпус редуктора.

Подшипниковый узел ведущего вала уплотнен с одной стороны мазеудерживающим кольцом, а с другой -- манжетным уплотнением.

Подшипники ведомого вала уплотнены так же, как подшипники ведущего вала. Осевая сила от зубчатого колеса передается через мазеудерживающее кольцо на внутреннее кольцо подшипника, через ролики на наружное кольцо, далее через промежуточную втулку, крышку подшипника и болты на корпус редуктора.

Радиально-упорные подшипники регулируют набором металлических прокладок, устанавливаемых между подшипниковыми крышками и фланцами стаканов.

Зубчатое зацепление регулируют набором металлических прокладок, устанавливаемых между фланцем стакана ведущего вала и бобышкой корпуса редуктора, а также прокладками на ведомом валу, которые могут изменять расположение зубчатого колеса.

Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в вepхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой; для уплотнения под крышку окна помещают прокладку из технического картона.

Маслоспусковое отверстие закрывают пробкой и уплотняют прокладкой из маслостойкой резины. Уровень масла проверяется жезловым маслоуказатслем. Относительное расположение корпуса и крышки редуктора фиксируется двумя коническими штифтами.

Редуктор крепят к фундаменту четырьмя болтами с резьбой М20. 14 Посадки основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в /1, с.263/.

Посадка зубчатого колеса на вал H7/s6 ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняются с отклонениями вала отклонения отверстий в корпусе под внутренние кольца по

Остальные посадки назначаем по [1,табл. 10.13].



13. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. По /1, с.256/ устанавливаем вязкость масла. При контактна напряжениях 437,8 МПа и средней скорости v = 2,08 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28·10?⁶ м²/с. По /1, с.256/ принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75').

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем солидол марки УС-2.



14. Сборка редуктора

Особенность состоит в необходимости регулировки роликовых конических подшипников и конического зубчатого зацепления.

Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно и, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, обеспечивается созданием в подшипниках зазоров оптимальной величины, с помощью регулировки подшипников. Для этого применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы, крышек подшипников.



Литература

Чернавский С.А., Боков К.Н., Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.: ил.

Решетов Д.Н., Детали машин: атлас конструкций - М.: Машиностроение, 1979. - 366 с.: ил.

Жингаровский А.Н., Кеин Е.И., Проектирование деталей машин. Часть 1. Пояснительная записка: учеб. Пособие. 2-е издание-Ухта: УГТУ, 2001.-104., 1988. - 416 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru