Задний привод

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет Машиностроительный

Кафедра "Детали машин, ПТМ и М"

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине "Механика"

Исполнитель

Никитина Елена Николаевна

Руководитель проекта

Калина Алла Александровна

Минск 2012



Оглавление

1. Описание устройства и работы привода

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

3. Расчёт передач

3.1 Расчёт цепной передачи

3.2 Расчёт конической прямозубой передачи

4. Предварительный расчёт валов

5. Выбор муфты

6. Подбор подшипников качения по долговечности

7. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений

8. Расчёт валов на выносливость

9. Расчёт элементов корпуса редуктора

10. Выбор посадок, квалитетов точностей и шероховатостей поверхности, допусков формы и отклонения поверхностей

11. Выбор типа смазки для передач и подшипников

12. Описание сборки редуктора

Литература

привод подшипник электродвигатель редуктор



1. Описание устройства и работы привода

Привод представляет собой систему, состоящую из двигателя и связанных с ним устройств для приведения движения 1-го или нескольких твердых тел, входящих в состав машины. Привод предназначен для преобразования параметров двигателя в параметры рабочей машины.

В соответствии с заданием привод состоит из: цепной передачи, муфты, двигателя, редуктора.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Приводное устройство, разработанное в проекте по предложенной схеме, состоит из электродвигателя, вращение от которого посредством цепи передаётся на редуктор. Редуктор с помощью жесткой муфты связан с валом рабочей машины. Так как вал рабочей машины имеет небольшую частоту вращения, необходимо понизить частоту вращения двигателя и увеличить крутящий момент. Редуктор одноступенчатый. Передача коническая прямозубая. Валы установлены в подшипниках качения. Проходные крышки входного и выходного вала снабжены манжетными уплотнениями. Жесткая муфта служит для компенсации всех видов смещений: осевых, радиальных, перекоса осей.

Корпус редуктора выполнен разъемным из стали марки Ст 45 ГОСТ 1050-88. Оси валов редуктора расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора. Валы редуктора изготовляются из стали 45.



2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

Исходные данные:

1. Окружное усилие на валу конвейера: F_t = 1,0 кH;

2. Окружная скорость на конвейере: v=0,8 м/с;

3. Диаметр вала конвейера: D=250 мм;

4. Рабочий ресурс привода: L_t =15000 часов;

5. Угол наклона цепной передачи к горизонту: б=30°;

Выбираем асинхронный электродвигатель по мощности, потребляемой приводом, и необходимой частоте вращения вала ротора. Перегрузка по мощности допускается 8% (однако, не желательно).

а) Рассчитываем мощность на валу конвейера:

;

б) Определяем мощность потребляемую приводом:



Принимаем КПД по табл.3.1,[1, стр.15]

· КПД муфты -

· КПД цепной передачи -

· КПД конической зубчатой передачи -

· КПД подшипников -

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью 1,1 кВт.

в) Определим частоту вращения вала конвейера.

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью

P_ном= 1,1 кВт , n_синх=1000 мин^-1, n_ас=920 мин^-1 ;

Выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый 80В6/920 (табл.19.27, стр. 384[1]) с асинхронной частотой вращения 920, при этом общее передаточное равно 15,046.

Разбиваем общее передаточное отношение по рекомендациям ГОСТ 2185- 66. Принимаем у зубчатой конической : , тогда у цепной передачи - ;

Кинематический и силовой расчет привода.

Определяем мощность (кВт).



где - мощность на валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами.

;

;

;

;

Определяем частоты вращения валов (мин^-1).

;

;

;

Определяем моменты на валах:

;

;

;

;

;

, где .



Таблица 2.1. Значения частот вращения, мощностей и моментов на валах

№ вала	Мощность P, кВт	Частота вращения n, мин-1	Момент T, Н·м
	0,904	920	9,384
?	0,881	920	9,145
??	0,850	259,155	31,323
???	0,8	61,150	124,939

3. Расчёт передач

3.1 Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета цепной передачи.

По [1, cтр. 88, табл. 7.11] принимаем число зубьев меньшей звездочки (по передаточному числу )

Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации

где - коэффициент динамичности нагрузки ;при спокойной нагрузке =1[4,c.68].

- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние; примем =1 при

- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи; при регулировке оси одной из звездочек =1,25 (для периодического регулирования цепи);

- коэффициент, учитывающий характер смазки; при регулярной капельной смазке =1,5 (цепь периодически смазывается);

-коэффициент, зависящий от продолжительности работы в сутки; при односменном режиме работе =1;

-коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, если линия центров наклонена до 60⁰; =1.

Ориентировочно допускаемое давление в шарнирах определим по [1, cтр. 89, табл. 7.12]в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки

Определяем ориентировочное значение шага цепи, принимая число рядов цепи

Зададимся двумя смежными шагами цепи ПР (приводная роликовая нормальная степень) по ГОСТ 13568-75 (табл.) и рассчитаем оба варианта цепей:



Табл.3.1 Размеры цепей приводных роликов (по ГОСТ 13568-75), мм

Обозначение цепи	t	BВН , не менее	d	D	h, не более	b, не более	Разрушающая нагрузка Q, Н	Масса 1 м цепи q, кг
ПР - 12,7 - 1820 - 2	12,7	7,75	4,45	8,51	11,8	21	18200	0,75
ПР - 15,875 - 2270 - 1	15,875	6,48	5,08	10,16	14,8	20	22700	0,8

Табл.3.2 Расчет цепной передачи

Определяем величины и расчетные уравнения	Шаг цепи, мм	Приме-чание
	12,7	15,875
Разрешающая нагрузка, Н	18200	22700
Ширина внутреннего звена В, мм	8,899	10,138
Диаметр валика d, мм	4,45	5,08
Масса 1 м цепи q,кг	0,75	0,8
Проекция опорной поверхности шарнира [1, cтр. 92, табл. 7.15]	39,6	51,5
Средняя скорость цепи	1,262	1,577
Число звеньев цепи или длина цепи, выраженная в шагах:	143	143
Межосевое расстояние оптимальное (т. к u=4,238)	508	635 (уточненное значение 631)
Допустимая частота вращения меньшей звездочки [1, cтр. 92, табл. 7.16]	2500	2100	Условие вып
Число ударов цепи по [1, cтр. 92, табл. 7.17]	60	50	Условие вып
Окружная сила	673,5	539
Давление в шарнирах цепи	31,974	19,676
Цепь шага t=12,7 мм непригодна, т. к. . Дальнейшие расчеты выполняем для цепи шага t=15,875 мм
Напряжение цепи от центробежных сил		1,99
Напряжение от провисания цепи , где -коэффициент, зависящий от стрелы провисания f и расположения передачи: при для наклоненных к горизонту под углом до 400; g=9,81 м/c2.		19,934

Расчетный коэффициент запаса прочности

по [1, cтр. 93, табл. 7.18]

Условие выполняется.

Принимаем роликовую однорядную цепь ПР - 15,875 - 2270 - 1 по ГОСТ 13568-75.

Определяем наибольшую хорду, необходимую для контроля звездочек:

Табл.3.3 Размеры звездочки в осевом сечении

Наименование	Обоз- наче- ние	Расчетная формула	Результаты расчетов
Шаг цепи	t	ГОСТ 13568-75	15,875 мм
Диаметр ролика	D	ГОСТ 13568-75	10,16 мм
Число зубьев звездочки	z		23
Диаметр делительной окружности	dф		116,59 мм
Угол поворота звеньев цепи на звездочке	ц		15,650
Диаметр окружности выступов	Dc		123,44 мм
Радиус впадин зуба	r		5,155 мм
Диаметр окружности впадин	Di		106,28 мм
Радиус сопряжения	r1		13,28 мм
Половина угла впадин	б		52023'
Угол сопряжения			15034'
Продольный угол зубьев	г		14013'
Длина прямого участка цепи	fg		0,91 мм
Расстояние от центра дуги впадины до центра дуги головки	ОС		12,598
Радиус головки зуба	r2		6,81 мм

Координаты точки C

Координаты точки O



Угол наклона радиуса вогнутости

Ширина внутренней пластины b=14,73 мм по ГОСТ 13568-75.

Расстояние между внутренними пластинами по ГОСТ 13568-75.

Радиус закругления зуба

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений

Диаметр обода (наибольший)

Радиус закругления у основания зуба при

Ширина зуба однорядной звездочки

3.2 Расчёт конической прямозубой передачи

Выбор материала колёс и способ их термообработки:

В качестве материала для изготовления шестерни принимаем Ст45 с термообработкой - улучшение, для изготовления колеса - Ст40Х. Твёрдость по Бринелю для колеса: H_{HB 2}=280 HB, для шестерни: H_{HB 1}=310 HB .

Определяем допускаемые контактные напряжения:



- предел контактной выносливости материала, соответствующей базе испытаний и зависящий от средней твёрдости поверхности слоёв зубьев:

МПа

Для шестерни-

Для колеса-

S_H -коэффициент запаса прочности для зубчатых колёс с однородной структурой материала:

S_H=1,1, если H ? 350 HB [3, cтр. 278, табл. 10.16];;

Z_H - коэффициент долговечности:

- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующие пределу выносливости:



- число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи, при постоянной нагрузке:

c=1 - число колёс, находящихся в зацеплении с рассчитываемым;

L_h - срок службы привода;

L_h=15000 часов;

n - частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса;

m - показатель степени, который принимает значения:

m=20, если N_Hlim <N_K;

m=6, если N_Hlim?N_K;

Из расчётов видно, что , , поэтому m=20.



Для рассматриваемой конической передачи в качестве расчётного принимаем меньшее значение:

Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на выносливость:

предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений.

S_F - коэффициент безопасности; S_F =1,4 - 1,7 [3, cтр. 278, табл. 10.16];

Y_A - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

Y_A=1 - при одностороннем приложении нагрузки;

Y_A=0,7 - 0,8 при двухстороннем [3, cтр. 280];

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба [3, cтр. 281];

Y_R =1,2 - при полировании переходной поверхности;

Y_R=1,0 - в остальных случаях.

Y_N - коэффициент долговечности (не меньше 1);



N_Flim - базовое число циклов перемены напряжений.

- для любых сталей [3, cтр. 281];

N_K - общее число циклов перемены напряжений при нагрузках с постоянными амплитудами:

Ранее было получено, что N_K1=8,28·10⁸ циклов, N_K2=2,3324·10⁸ циклов.

q_F - показатель степени: q_F=6 (H_HB?350 HB) [3, cтр. 282, табл. 10.17];

Принимаем Y_N1=Y_N2=1, так как N_Hlim1(2) <N_K1(2)

Определяем геометрические параметры передачи и колёс:

При H_HB?350 H имеем формулу:



d_e2 - внешний делительный диаметр колеса;

K_d - вспомогательный коэффициент, учитывающий тип передачи:

K_d =99 - для прямозубых передач;

K_Hв - коэффициент, учитывающий равномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, принимают по графику в зависимости от соотношения [1, стр.74]:

ш_be - коэффициент ширины зубчатого венца:

Принимаем K_be = 0,2, тогда

По графику выбираем: H_Hв=1,125

Принимаем d_e2=160 мм. По ГОСТ 12289-76 выбираем в зависимости от принятой величины внешнего делительного диаметра b_w=24 мм.

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Число зубьев конической шестерни выбираем из промежутка Z=18 - 32; Z₁=20; Z₂=u·Z₁=3,55·20=71; принимаем z₂=71.

Определяем фактическое передаточное число передачи:

Определяем внешний окружной модуль:

Определяем внешний делительный диаметр шестерни:

Определяем углы делительных конусов:



Определяем внешнее конусное расстояние:

Определяем среднее конусное расстояние:

Определяем средний окружной модуль:

Определяем средний делительный диаметр:

Определяем коэффициент смещения инструмента:



в_m =0, т.к. передача прямозубая;

x₂= -x₁= -0,412;

Определяем коэффициент расчётной толщины зуба исходного контура:

Определяем внешнюю высоту головки зуба:

Определяем внешнюю высоту ножки зуба:

Определяем внешнюю высоту зуба:



Определяем внешнюю окружную толщину зуба:

Определяем угол ножки зуба:

Определяем угол головки зуба:

Определяем угол конуса вершин:

Определяем угол конуса впадин:



Определяем внешний диаметр вершин зубьев:

Проверим коэффициенты ширины венца:

Определяем среднюю окружную скорость зубчатых колёс:

Для передачи выбираем восьмую степень точности.

Определяем значения усилий в коническом зацеплении:

-- Окружная сила на шестерне и колесе:



-- Радиальная сила на шестерне равна осевой силе на колесе:

-- Осевая сила на шестерне равна радиальной силе на колесе:

d_wm2 - средний начальный диаметр;

б - угол профиля исходного контура;

д - угол делительного конуса.

Схема действия сил:

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев:

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности:



Z_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряжённых зубчатых колёс.

Z_E =192 МПа^1/2- для стальных зубчатых колёс [3].

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления.

б_w = 20⁰ -угол зацепления;

Z_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Z_е =1 - для прямозубых колёс [3].

K_Hв =1,125 (см. ранее)

K_Hv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

K_A - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку.

K_A =1[9,стр. 329];

щ_{H v} - удельная окружная динамическая сила, Н/мм; [9,стр. 328]



д_H - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев:

д_H =0,06 [9,стр. 329,табл.18.2].

g_o - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;g_o =6,1 - по восьмой степени точности [9,стр. 329,табл.18.3]

Как определили ранее, средняя окружная скорость v=1,855 м/с, u=3,55, d₁=38,503 мм.

Процент недогрузки < 10%.

Проверка передачи на выносливость при изгибе:

Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности:



Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле:

K_F -коэффициент нагрузки[3,стр. 266]:

K_A -коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку

K_A =1;

K_Kv - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении [3,стр. 266]:

щ_Fv - удельная окружная динамическая сила, Н/мм :

д_F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [9,стр. 329]:

д_H =0,016;

g_o - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [9,стр.329]:

g_o =6,1 - по восьмой степени точности [9,стр. 329,табл.18.3].

K_Fв - коэффициент, учитывающий равномерность распределения нагрузки по длине контактных линий [1, стр. 73]:

K_be = 0,2 - 0,3;

По графику выбираем: K_Fв=1,4 [1, стр. 73,рис.6.3].

K_Fб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_Fб =1 - для прямозубых передач.

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.



Расчёт выполняется для менее прочного зубчатого колеса, т.е. для того из колёс, у которого отношение меньшее:

Для шестерни:

Для колеса:

Т.к. это отношение для шестерни меньше, чем для колеса, то расчёт ведём дальше по шестерне.

Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Y_в =1 - для прямозубых.

Y_е - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Y_е =1 - для прямозубых колёс.

Условие прочности выполняется, т.к. у_F ? у_FP , 70,732 ? 319,12.



4. Предварительный расчёт валов

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных концов валов d_вых:

где [ф]_к - допускаемое напряжение кручения для материала вала;

- крутящий момент в поперечном сечении вала.

Ведущий вал

Принимаем [ф]₁ = 25 Н/мм ² (т.к. на выходной конец вала насажена муфта)[2, стр. 31] , получаем:

Полученное значение округляем до стандартного ряда: =18 мм.

Из конструктивных соображений с учётом размеров стандартных изделий, насаживаемых на вал, принимаем:

· диаметр вала под уплотнительную манжету d_м=22 мм;

· диаметр резьбового участка вала d_р=М271,5 мм;

· диаметр вала под подшипниками d_n=30 мм;

· диаметр вала под конической шестерней d_ш=38 мм.

Ведомый вал

Принимаем [ф]₂ = 20 Н/мм ² [2, стр. 31] , получаем:



Полученное значение округляем до стандартного ряда: =20 мм.

Из конструктивных соображений с учётом размеров стандартных изделий, насаживаемых на вал, принимаем:

· диаметр вала под уплотнительную манжету d_м=25 мм;

· диаметр вала под подшипниками d_n=30 мм;

· диаметр вала под коническим колесом d_к=35 мм;

· диаметр буртика для упора колеса d_б= 42 мм.



5. Подбор муфты

Размеры муфты выбираются по государственным или отраслевым стандартам в зависимости от расчётного вращающего момента T_p и диаметра вала под муфты d_вых :

где k_реж - коэффициент режима работы (для спокойной работы неравномерно нагруженных машин k =1,1…1,4 [2, cтр. 267];

Принимаем k_реж =1,25

- наибольший длительно действующий рабочий крутящий момент, передаваемый муфтой, =9,384 Н•м;

- наибольший крутящий момент, который способна передавать муфта, =16 Н•м;

Затем по и диаметру вала выбираем муфту.

Основные параметры заносим в таблицу 7.

Таблица 7. Параметры и основные размеры, мм, зубчатых муфт.

Т, Н•м	d	D	L Исп.1	L Исп.1	b	h	?, с-1	Несоосность валов не более
16	18	53	81	40	10,5	15	400	Рад. 0,2	Углов. 1°30'



6. Подбор подшипников качения по долговечности

Силы, действующие на шестерню: d_m1=38,503 мм;

- окружная -

- осевая -

- радиальная -

- сила, действующая на вал от муфты -

Силы, действующие на колесо: d_m2=136,675 мм;

- окружная -

- радиальная -

- осевая -

- сила от предварительного натяжения звездочки цепной передачи:

- диаметр делительной окружности звездочки:

Расчёт быстроходного вала:

Опорные реакции в горизонтальной плоскости



Проверка:

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка:



Крутящий момент: T=9,145Н·м;

Моменты, действующие в горизонтальной плоскости:

Моменты, действующие в вертикальной плоскости:

Суммарные изгибающие моменты:

Эквивалентные моменты:



Проверочный расчет вала будем проводить для сечения в опоре B, т.к. там максимальный эквивалентный момент

где - допускаемый предел выносливости, =60 Мпа - для стали 45

В опасном сечении d=30 мм , что больше рассчитанного (d > d_в), а значит допустимо.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу

Расчёт подшипников на быстроходном валу:

Быстроходный вал установлен в конических радиально-упорных подшипниках. Посадочные диаметры под подшипники принимаем d_бп=30 мм. В качестве подшипников намечаем радиальные с коническим роликом легкой серии диаметра 30: по ГОСТ 333-79 подшипник 7206:



Таблица

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН	Факторы нагрузки
	d	D	B	Cr	e	Y
7206	30	62	16	31	0,36	1,64

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала - n =920 мин^-1.

Требуемая долговечность подшипника - L_h = 15000 ч.

Подшипник 7206А.

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 31000 Н.

Факторы нагружения e = 0,36; Y = 1,64.

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Осевая сила F_a1 = 45,087 Н.

Радиальные реакции:

Определяем осевые составляющие:

R_S = 0,83•e• R_r,

R_S1 = 0,83•e• R_r1 = 0,83•0,36•457,304=136,642 H;

R_S2 = 0,83•e• R_r2 = 0,83•0,36•792,426= 236,777 H;

Схема нагружения подшипников быстроходного вала:

Т.к. R_S1 < R_S2 и F_a1 <R_S2 - R_S1, то осевые силы составят



R_a1 =R_s2 - F_a1= 236,777-45,087 =191,69 H;

R_a2 = R_s2 =236,777 H.

Определяем отношения

тогда для опоры A получим Х =0,4 и

Y = 1,64;

тогда для опоры B получим Х =1 и

Y =0.

Определяем эквивалентные динамические силы

P_Э = (V•X•R_r +Y•F_A)•K_Б•К_Т,

где К_Б - коэффициент безопасности, принимаем К_Б = 1,2[2, cтр.104, табл. 6.3];

К_Т - температурный коэффициент, принимаем К_Т = 1,0 [2, cтр.105, табл. 6.4];

P_Э1 = (V•X• R_r1 +Y• R_a1)•K_Б•К_Т = (1•0,4•457,304+ 1,64·191,69)•1,2•1 = 596,752 Н;

P_Э2 = (V•X• R_r2 +Y• R_a2)•K_Б•К_Т = (1•1•792,425 + 0)•1,2•1 = 950,9112 Н;



Дальнейший расчет проводим для опоры B, как наиболее нагруженной.

Определяем требуемую долговечность по формуле:

где p - показатель степени; для роликовых подшипников p = 10/3;

a₂₃ - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации; для роликоподшипников конических p=0,6…0,7[2, cтр.105].

Т.к. L_h < L_расч, то предварительно выбранный подшипник подходит.

Расчёт тихоходного вала:

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка:

Опорные реакции в вертикальной плоскости



Проверка:

Моменты, действующие в горизонтальной плоскости:

Моменты, действующие в вертикальной плоскости:



Крутящий момент: T=31,323 Н·м;

Суммарные изгибающие моменты:

Эквивалентные моменты:

Проверочный расчет вала будем проводить для сечения в опоре B, т.к. там действует максимальный эквивалентный момент



где - допускаемый предел выносливости,

=60 МПа - для Cт 45.

В опасном сечении d=30 мм, что больше рассчитанного (d > d_в).

Эпюры изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу

Расчёт подшипников на тихоходном валу:

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала - n = 259,155 мин^-1.

Требуемая долговечность подшипника - L_h = 15000 ч.

Подшипник 7206А.

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 31000 Н.

Факторы нагружения e = 0,36; Y = 1,64, X=0,4.

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Осевая сила F_a2 = 160,058 Н.

Радиальные реакции:

Определяем осевые составляющие:



R_S = 0,83•e• R_r,

R_S1 = 0,83•e• R_r1 = 0,83•0,36•291,851=87,205 H;

R_S2 = 0,83•e• R_r2 = 0,83•0,36•1336,832=399,445 H;

Схема нагружения подшипников тихоходного вала ("враспор"):

Т.к. R_S1 < R_S2 и F_A <R_S2 - R_S1, то осевые силы составят

R_a1 = R_s2 - F_a2= 399,445-160,058=239,387 H;

R_a2 =Rs2=399,445H.

Определяем отношения

,

тогда для опоры A получим Х =0,4 и Y = 1,64;

,

тогда для опоры B получим Х =1 и Y =0.

Определяем эквивалентные динамические силы

P_Э = (V•X•R_r +Y•R_a)•K_Б•К_Т,

где К_Б - коэффициент безопасности, принимаем К_Б = 1,2[2, cтр.104, табл. 6.3];

К_Т - температурный коэффициент, принимаем К_Т = 1,0 [2, cтр.105, табл. 6.4];



P_E1 = (V•X• R_r1 +Y• R_a1)•K_Б•К_Т = (1•0,4•291,851+1,64•239,387)•1,2•1 = 611,202 Н;

P_E2 = (V•X• R_r2 +Y• R_a2)•K_Б•К_Т = (1•1•1336,832 +0)•1,2•1 = 1604,198 Н;

Дальнейший расчет проводим для опоры B, как наиболее нагруженной.

Определяем требуемую долговечность по формуле:

где p - показатель степени; для роликовых подшипников p = 10/3;

a₂₃ - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации; для роликоподшипников конических p=0,6…0,7[2, cтр.105].

Т.к. L_h < L_расч, то предварительно выбранный подшипник подходит.



7. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонок - Сталь 40 Х.

Расчет на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала, проводим по формуле:

где: Т - крутящий момент на валу;

d - диаметр вала;

l - полная длина шпонки [2, стр.369, табл. 19.11];

h - высота шпонки [2, стр.369, табл. 19.11];

t₁ - глубина паза вала [2, стр.369, табл. 19.11];

l_р - рабочая длина шпонки:

=110…190 МПа - допускаемое напряжение при смятии;

Соединение звездочки с валом тихоходным:

d = 20 мм шпонка 6?6?20, t₁ = 3,5 мм;

Соединение колеса с валом:

d = 35 мм шпонка 10?8?25, t₁ = 5 мм;



Соединение вал-муфта:

d = 18 мм шпонка 6?6?20, t₁ =3, 5 мм;

Из расчетов следует, что во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.



8. Расчёт валов на выносливость

Расчёт быстроходного вала.

Наиболее нагруженным сечением быстроходного вала - как видно по эпюре суммарной изгибной нагрузки - является место под подшипником (точка B)

Следует проверить это сечение на прочность.

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s ? [s] = 1,5…2,5 [3, cтр. 386].

Исходные данные:

· материал вала сталь 40 Х улучшенная;

· предел прочности у_в = 900 МПа;

· предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба у_-1 = 380 МПа [3, cтр. 380,табл. 15.1];

· предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения ф_-1 = 230 МПа [3, cтр. 380,табл. 15.1];

· диаметр вала d=30 мм ;

· вращающий момент на валу T=9,145 Н·м;

· максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала M=15,7995 Н·м;

Коэффициент запаса прочности s определяем по формуле:



Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям :

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении [2, стр.215,табл. 12.18 ]:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения;

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ():



диаметр вала.

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений () и постоянные составляющие () [2, cтр.210-215]:

Общий коэффициент запаса прочности:

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

Расчёт тихоходного вала.

Наиболее нагруженным сечением тихоходного вала - как видно по эпюре суммарной изгибной нагрузки - является место под подшипником (точка B)

Следует проверить это сечение на прочность.

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s ? [s] = 1,5…2,5 [3, cтр. 386].

Исходные данные:

· материал вала сталь 45 улучшенная;

· предел прочности у_в = 900 МПа;

· предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба у_-1 = 380 МПа;

· предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения ф_-1 = 230 МПа;

· диаметр вала d=30 мм;

· вращающий момент на валу T=31,323Н·м;

· максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала M=49,803Н·м;

Коэффициент запаса прочности s определяем по формуле:

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям :

ш_ф-коэффициент ассиметрии цикла; ш_{ф ?}0 [2, стр.210].

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении [2, стр.215,табл. 12.18 ]:



- эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения;

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ():

диаметр вала.

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений () и постоянные составляющие () [2, cтр.210-215]:



Общий коэффициент запаса прочности:

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.



9. Расчёт элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняем из стали марки Ст 45 ГОСТ 1050-88. В проектируемом редукторе принимается разъемный корпус, состоящий из основания и крышки. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Форма корпуса в основном определяется технологическими, эксплуатационным и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора:

· Определяем толщину стенки редуктора (д ? 8 мм):

д = 0,05•R_e + 1 = 0,05•83,113 + 1 = 5,156 мм,

принимаем д = 6 мм.

д₁ = 0,04•R_e + 1 = 0,04•83,113 + 1 = 4,325 мм,

принимаем д₁ = 6 мм.

· Толщина верхнего пояса фланца корпуса:

b= 1,5· д = 1,5·6 = 9 мм,

принимаем b = 9 мм.

· Толщина нижнего пояса фланца крышки корпуса:

b₁= 1,5· д₁ = 1,5·6 = 9 мм,



· Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

p= 2,35· д = 2,35·6 = 14,1 мм,

принимаем p=15 мм,

· Толщина рёбер основания корпуса:

m= (0,85_…1)· д₁ = 0,9·6 = 5,4 мм,

принимаем m=6 мм,

· Толщина рёбер крышки корпуса:

m₁= (0,85_…1)· д₁ = 0,9·6 = 5,4 мм,

принимаем m₁=6 мм,

· Диаметр фундаментных болтов:

d₁= (0,03_…0,036)·a+12 ,

a=

d₁= 0,035·87,589+12 = 15,153 мм

принимаем болты М16.

· Диаметры у болтов:

- у подшипников:

d₂= (0,7_…0,75) · d₁ = 0,75·15,153 = 11,348 мм,

принимаем болты М12.



- соединяющих основания корпуса с крышкой:

d₃= (0,5_…0,6) · d₁ = 0,55·15,153 = 8,334 мм,

принимаем болты М10.

- крепящих смотровую крышку:

d_s= (0,3_…0,4) · d₁ = 0,35·15,153 = 5,304 мм,

принимаем болты М6.

· Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов d₁ , d₂ , d₃ соответственно равны [4, стр. 155-156]:

c₁ = 21 мм, c₂ = 18 мм, c₃ = 16 мм.

· Ширина нижнего и верхнего пояса основания корпуса [4, стр. 155-156] :

k₁ = 39 мм, k₂ = 33 мм, k₃ = 28 мм.

10. Выбор посадок, квалитетов точности и шероховатостей поверхностей, допусков формы и расположения поверхностей

Назначение посадок

Посадки сопрягаемых деталей назначаем в соответствии с рекомендациями по ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25347-82:

- Посадка звездочки на тихоходном валу - H7/p6.

- Посадка зубчатого конического колеса на тихоходном валу - H7/p6.

- Посадка муфты с резиновой звездочкой на быстроходном валу - H7/k6.

- Отклонение валов в месте установки уплотнения - h10.

- Для всех шпоночных соединений назначаем посадку - N9/p9;

- Посадки подшипников назначаем в соответствии с рекомендациями, изложенными в ([6, cтр. 98-100, табл. 7.8.1 и 7.8.5]): принимаем поле допуска отверстия - H7, поле допуска вала для посадки внутреннего кольца - k6.

- Посадка резьбы на быстроходном валу-H6/g6.

Шероховатости поверхностей

Устанавливаем следующие параметры шероховатостей поверхностей по ГОСТ 2789-73.

На рабочем чертеже тихоходного вала назначаем шероховатость

[6, стр. 67,100,121]:

- поверхности установки подшипников = 1,25;

- поверхности установки ступиц колес зубчатых передач = 1,25;

- поверхностей вала, взаимодействующих с манжетами резиновыми = 0,63;

- поверхностей вала в местах соединения вал-ступица =1,25;

На рабочем чертеже зубчатого конического колеса назначаем шероховатость по [6, cтр. 142, табл. 10.3.6]:

- боковая поверхность зубьев = 2,5,;

- коническая поверхность вершин зубьев и внешнего доп. конуса = 2,5;

- боковая поверхность ступицы = 2,5;

- поверхность ступицы, сопряженная с валом =2,5;

- другие необозначенные поверхности = 5.

На рабочем чертеже крышки назначаем шероховатость по [7, cтр.172]:

- поверхности диаметра = 1,6;

- опорная поверхность фланца = 3,2;

- торцовая поверхность крышки = 1,6;

- поверхность установки уплотнения = 1,6;

- другие необозначенные поверхности = 6,3.



11. Выбор типа смазки для передач и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления:

Смазывание зубчатых передач и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей. Снижение потерь на трение повышает КПД редуктора. Так как редуктор общего назначения и окружная скорость равна 1,855 м/с, то принимаем способ смазывания - окунанием. При этом масло заливается внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. Из этого условия h=74 мм. Для смазывания выбираем Масло индустриальное И-Г-А 68 ГОСТ 17479.4-87 . Фактический объём масла равен V_{фактич.}=1,62504 л. Контроль уровня масла осуществляется при помощи фонарного маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

Cмазывание подшипников: Одним из важнейших условий работы подшипника является правильная его смазка. Недостаточное количество смазочного материала или неправильно выбранный смазочный материал неизбежно приводит к преждевременному износу подшипника и сокращению срока его службы. Так как средняя окружная скорость зубчатых колёс v=1,855 <4м/с, то для смазки подшипников применим пластичную (консистентную) смазку, которая надёжно удерживается в узле и выдерживает высокие давления. Основное преимущество пластичной смазки перед жидким маслом заключается в том, что она более длительное время работает в узлах трения и снижает, таким образом, конструкционные расходы. Для того, чтобы она не вымывалась маслом, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Принимаем в качестве смазки солидол жировой ГОСТ 1033-79 .



12. Описание сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов. На тихоходный вал (поз. 8) закладываем шпонку и запресовываем на него коническое колесо(поз. 10). Быстроходный вал имеет конструкцию вала-шестерни. Подшипники (поз. 37) следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100?⁰ C, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора (поз. 3) и надевают крышку корпуса (поз.4), покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов (поз.47). Затягивают болты (поз.41, 40), крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников (поз. 5,6,7) с комплектом металлических прокладок (поз. 17,18 ), регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты (поз. 6,7). Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку болтами (поз. 26). Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия (поз.16) с прокладкой (поз.19) и маслоуказатель фонарный (поз. 2). Заливают в корпус масло индустриальное И-Г-А 68 ГОСТ 17479.4-87 и закрывают смотровое отверстие крышкой-отдушиной (поз.1) с прокладкой (поз.20), закрепляют крышку болтами (поз.38). Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



Литература

1. Прикладная механика: курсовое проектирование: учебное пособие/

В. Л. Николаенко [и др.]; под ред. А.Т. Скойбеды.- Минск: БНТУ,

2010. -177с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Курсовое проетирование: Учеб. пособие. для машиностроит. спец. техникумов - М.: Высшая школа, 1990. - 339с., ил.

3. Скойбеда А.Т. и др. Детали машин и основы конструирования: Учебн./ А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик; Под общей ред. А.Т. Скойбеды - Мн.: Вышэйшая школа, 2006.

4. Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин:

Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч.1. - 208 с.

5. Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин:

Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч.2. - 334 с.

6. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. "Детали машин. Проектирование: Учебное пособие для вузов." - Мн.: УП "Технопринт", 2001.-290 c.

7. Чернавский С.А. Боков К.Н., Чернин И.М., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. - М.: ООО ТИД "Альянс", 2005, 416 с.

8. Анурьев В.И. "Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах". Т. 2. - издание 5-е, переработанное, М: Машиностроение,1980-559 с.

9. Прикладная механика / под общ. ред. А. Т. Скойбеды. - М.: Высшая школа, 1997.-552 с.

Размещено на Allbest.ru