Проектирование конического редуктора

Shkiv_veduschiy (1).cdw

*Размеры для справок
Неуказанные радиусы 2мм. max.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-тк.

Детали машин Курсовая s.docx

Технические характеристики привода2
Кинематический и силовой расчет привода7
Описание конструкции редуктора9
Расчет зубчатых передач12
Расчет клиноременной передачи23
Конструкция и проектный расчет валов31
Конструирование и расчет размеров зубчатых колес35
Выбор смазочных материалов 38
Расчет и конструирование размеров корпуса редуктора 40
Определение нагрузок на валы и опоры43
Проверочный расчет подшипников качения49
Конструирование подшипниковых узлов52
Расчет валов на усталостную прочность58
Расчет шпоночных соединений63
Механический привод разрабатывается в соответствии со схемой приведённой на рисунке 1.
Рисунок 1. Схема привода
– редуктор конический
Механический привод работает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя (1) через муфту (2) передаётся на быстроходный вал редуктора (3). Редуктор понижает число оборотов и увеличивает вращающий момент который через коническую зубчатую передачу и клиноременную (4) передается на исполнительный механизм (5). Редуктор состоит из одной ступени. Ступень выполнена в виде конической передачи с прямыми зубьями.
Достоинством данного привода является невосприимчивость к переменным и кратковременным нагрузкам. Главный недостаток – более низкий КПД относительно цилиндрической передачи.
) Частота вращения барабана =200 мин-1
) Вращающий момент =580 Н·м
) Синхронная частота вращения электродвигателя =1000 мин-1
) Срок службы привода =4000 ч
Переменный характер нагружения привода задан гистограммой изображенной на рисунке 2.
Рисунок 2. Гистограмма нагружения привода
Относительная нагрузка:
Относительное время работы:
Характер нагрузки: толчки
Техническая характеристика привода
1. Электродвигатель АИР160М6 УЗТУ16-525.564-84;
Мощность РДВ = 15 кВт;
Частота вращения вала nДВ = 970 обмин ;
Величина скольжения S = 3% ;
Отношение максимального момента к номинальному TMAXTН = 26 ;
Диаметр вала электродвигателя d = 48 мм ;
Длина выходного конца вала l1 = 110 мм
2. Одноступенчатый конический редуктор.
КПД редуктора: ред = 096;
Передаточное число редуктора: uр = 25
Частота вращения валов редуктора: nБ = 970 обмин nТ = 388 обмин
Вращающие моменты на валах: ТБ = 1311 Нм ТТ = 3146 Нм;
Габариты редуктора:
3. Муфта упругая с торообразной оболочкой 315-48-I.1-38-I.1УЗ ГОСТ20884-75.
Номинальный вращающий момент: Т = 315 Нм;
Допускаемая частота вращения: n = 2000 мин-1 ;
Диаметр на вал электродвигателя: d1 = 48 мм;
Диаметр на вал редуктора: dр = 38 мм;
Внешний диаметр муфты: D = 250 мм;
Рабочая длина на валу редуктора: l = 82 мм.
КПД привода: пр = 0894.
5. Ременная передача.
Ремень С(В) 2500 ГОСТ 1284.1-89;
КПД ременной передачи рп = 096;
Число ремней z = 6;
Диаметр ведущего шкива ;
Диаметр ведомого шкива ;
Диаметр натяжного шкива .
Кинематический и силовой расчёты привода
1. Определяем КПД привода:
пр = р.п · ред · м б = 096 096 098 099 = 0894 (1)
где р.п = 096 – КПД клиноременной передачи ;
ред = 096 – КПД конического редуктора ;
п = 098 – КПД муфты ;
б = 0995 – КПД опор вала барабана ;
2. Определяем КПД редуктора:
где зп = 097 – КПД зубчатой передачи [1]
п = 0995 – КПД опор на подшипниках качения [1]
3. Вычисляем мощность на валу исполнительного механизма
4. Потребляемая мощность электродвигателя
Выбираем электродвигатель АИР160М6УЗ ТУ16-525.564-84
Рдв = 15 кВт ; nДВ = 970 обмин ; TMAXTН = 26 ; dдв = 48 мм ; l = 110 мм [1]
5. Общее передаточное число привода:
6. Распределяем общее передаточное число привода по передачам: выбираем для конического редуктора (зубчатая передача) стандартное передаточное число Up = 25 [2].
Тогда на клиноременную передачу получаем:
7. Частоты вращения валов
Вал двигателя: nдв=970
Быстроходный вал редуктора:
8. Мощность на валах:
Pб = Рвых = 1215 кВт
Pт = Pвых (р.п · п) = 1215(096 · 099) = 1278 кВт (9)
Pбыстр = Pт р = 1278096 = 1332 кВт (10)
Pдв = Pбыстр м = 1332098 = 136 кВт (11)
9. Вращающие моменты на валах:
Тт = 9550 · Pвых (nвых · uрп · рп· п) = 9550 · 1215(200 · 194 · 096 · 099) = =3146 Нм (12)
Тбыстр = (Ттих(uр · р) = 3146(25 · 096) = 1311 Нм (13)
Тдв=Тбыстрп = 1311098 = 1337 Нм (14)
Описание конструкции редуктора.
Рисунок 3. Конструкция редуктора
В качестве опор быстроходного вала (9) (вал-шестерня) используем роликовые конические однорядные подшипники средней серии (36) так как они воспринимают радиальные и осевые нагрузки более грузоподъемные и менее дорогие обеспечивающие большую жесткость опор.
При конструировании узлов валов конических шестерен предусмотрен регулирование зазоров подшипников фиксирующих опор и регулирование конического зацепления (осевого положения вала-шестерни). Зазоры в подшипниках регулируются круглой шлицевой гайкой (27) осевое положение вала-шестерни – набором тонких металлический прокладок (8). Подшипники устанавливаем по схеме «врастяжку» в стакане (5) который в свою очередь имеет возможность осевого смещения. Вдоль оси вала вправо или влево шлицевая гайка также служит для фиксации подшипников на валу. При затягивании шлицевой гайки сила затяжки через стопорную шайбу (28) передается на внутреннее кольцо подшипника и сдвигает его право. Так как наружное кольцо подшипника неподвижно то радиальный зазор в подшипнике будет уменьшаться. Стопорная шайба предохраняет гайку шлицевую от самоотвинчивания.
В качестве опоры тихоходного вала принимаем подшипники роликовые конические однорядные средней серии (37). Подшипники установлены «враспор». Регулировка радиального зазора в подшипниках осуществляется изменением толщины прокладок (11) под одной из привёртных крышек (310).
Осевое смещение вала (12) для зацепления зубчатых колес осуществляется изменением толщины втулки (13).
Крышки подшипников (710) сквозные через них проходят валы. Для герметизации этих крышек в них установлены манжеты (3435).
Крышки подшипников (3710) затягиваются болтами (2021).
Для предотвращения самоотвинчивания болтов (2021) используем шайбы пружинные (29). Для предотвращения протекания масла межу крышкой подшипника и стаканом используем прокладки (6).
Валы выполняем ступенчатыми для удобства посадки на них деталей.
Редуктор выполняем разъемным состоящим из крышки редуктора (15) и корпуса редуктора (14) изготовленных из серого чугуна сч15 литьем.
Для установки и крепления редуктора на плите или раме в основании корпуса имеется четыре отверстия под фундаментные болты.
Ланы под крепление корпуса редуктора к раме выполнены в фланцевом исполнении тип I. Проушины для транспортировки редуктора отлиты заодно с крышкой редуктора. При такой конструкции редуктор характеризуют большая жесткость и лучшее виброакустические свойства повышенная прочность в местах расположения болтов крепления уменьшение коробления при старении возможность размещения большего объема масла упрощение наружной очистки удовлетворение современным требованиям технической эстетики. Однако масса корпуса из-за этого несколько возрастает а линейная оснастка – усложнена.
Для фиксации крышки корпуса и основания редуктора относительно друг относительно друга используется два конических штифта (3) устанавливаемых без зазора.
Для крепления крышки корпуса к корпусу редуктора у подшипников используем болты (23) с шайбами (25) по фланцам – (24) соответственно с шайбами (26).
Для смазки конической зубчатой передачи используем масло И-Г-А-46. Объем масла 75 л. Так как 03 ≤ V ≤ 125 мс то для подшипников используем эту же марку масла.
Для заливки масла и осмотра редуктора в крышке корпуса предусмотрено отверстие закрываемое крышкой-отдушиной (1).
Для контроля уровня масла в корпусе установлен жезловый маслоуказатель (2).
Для удаления загрязненного масла и промывки редуктора в нижней части корпуса сделано отверстие закрываемое пробкой (18) с прокладкой (17).
Для передачи вращения с полумуфты на вал-шестерню с колеса на тихоходный вал и затем с вала на ведущий шкив служат шпонки (384039).
Расчет зубчатых передач
Для изготовления зубчатых колес принимает следующие материалы:
Шестерня – сталь 40ХН термообработка – улучшение и закалка ТВЧ твердость поверхности 48..55 HRC(515 HRC) = 920 Мпа 750 Мпа.
Колесо – сталь 40ХН термообработка – улучшение 269..302 HB(2855 HB) = 900 МПа = 750 Мпа Dпр = 200 мм Sпр = 125 мм.
2 Определение допускаем напряжений в передаче:
2.1 Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса
В соответствии с рекомендациями [1] определяем длительные пределы контактной выносливости материалов шестерни и колеса
Шестерня: 17·HRC + 200 = 17·515 + 200 = 1075 МПа (15)
Колесо: : 2·HB + 70 = 2·2855 + 70 = 641 МПа
И значения коэффициентов безопасности при расчетах на контактную выносливость
S2 = 11 – при улучшении
– при закалке ТВЧ (515 HRC = 500 HB)
Рассчитываем базовые числа циклов
Шестерня: 30·H= 30·= 9· 12· [1] (16)
Колесо: 30·H = 30·= 235· 12·
C учетом данных вычисляем числа циклов напряжения
Зная и рассчитываем коэффициенты долговечности
Согласно рекомендациям [1] предварительно принимаем следующие значения коэффициентов учитывающих шероховатость сопряженных поверхностей зубьев и влияние окружной скорости в передаче
KR1 = KR2 = 1 и KV1 = KV2 = 1
Рассчитываем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса
2.2 Допускаемое контактное напряжение в передаче
Для проектируемой конической передачи с прямыми зубьями колес
2.3 Допускаемые напряжения изгиба
В соответствии с рекомендациями [1] определяем длительные пределы изгибной выносливости материалов шестерни и колеса
= 175 HB = 175 2855 = 500 МПа
И значения коэффициентов безопасности при расчетах на контактную выносливость SF1 = SF2 = 175.
Базовые числа циклов для шестерни и колеса одинаковы и составляют
NFlim1 = NFlim2 = NFlim = 4106
C учетом данных вычисляем эквивалентные числа циклов нагружения
Коэффициенты долговечности
Где q = 6 – для улучшенных сталей и q = 9 – для закаленных сталей.
Принимаем YN1 = YN2 = 1
Используя рекомендации [1] принимаем следующие значения коэффициентов
-YR1 = YR2 = 1 – коэффициенты влияния шероховатости
-YА = 1 – коэффициенты реверсивности нагрузки
-YZ1 = YZ2 = 1 – коэффициенты влияния способа получения заготовки
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса
2.4 Допускаемые напряжения при максимальной (пиковой) нагрузке
Допускаемое контактное напряжение при максимальной при улучшении
Где = 750 МПа – меньший из пределов текучести материала шестерни и колеса.
Допускаемые напряжения и при максимальной нагрузке для сталей с поверхностной обработкой – закалка ТВЧ [1]
Где S’St = 175 – коэффициент заноса прочности
KSt = 13 – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки в случае единичных перегрузок
YNmax2 = 4 – для сталей улучшенных
YNmax1 = 25 – для сталей при ТВЧ обработке
3 Вычисление основных конструктивных параметров передачи
3.1 Степень точности передачи
Предварительно рассчитываем в первом приближении диаметр внешней делительной окружности шестерни
Где Т1 = 1311 Нм – вращающий момент на валу шестерни
К = 25 – коэффициент при Н1 ≥ 45HRC и H2 ≤ 350HB
= 085 – коэффициент для колес с прямыми зубьями
Принимаем наиболее распространенное значение коэффициента Kbl = bRl = 0285 ширины b зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния Rl вычисляем предварительное значение окружной скорости на среднем делительном диаметре шестерни
Назначаем 7 степень точности передачи (nст = 7)
3.2 Диаметр внешней делительной окружности шестерни
Для уточнения найденного значения диаметра внешней делительной окружности шестерни вначале вычисляем коэффициент нагрузки при расчетах на контактную выносливость
Предварительно определив входящие в данную зависимость сомножители.
Начальное значение K0H = 114 коэффициента учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при H2 ≤ 350HB и коэффициенте bd ширины шестерни рассчитанном
Для колес с прямыми зубьями имеем
Коэффициент KH = 117 учитывающий внутреннюю динамику нагружения передачи [1].
Рассчитываем значение коэффициента нагрузки
Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни
3.3 Число зубьев шестерни и колеса
В первом приближении значение числа зубьев шестерни z’1 = 21 выбираем в зависимости от диаметра de1 = 985 мм и передаточного числа u = 25 по графику построенному для колес с прямыми зубьями [1] уточняем число зубьев шестерни
При этом z1 = 28 > z1min = 18 [1]
Тогда число зубьев колеса равно
3.4 Фактическое передаточное число
3.5 Модуль передачи
Так как me близко к стандартном значению то принимаем me = 35 мм
Тогда нормальный модуль в среднем сечении зуба по ширин зубчатого венца
Где угол n = 0 – для конических колес прямыми зубьями.
3.6 Окончательные значения размеров передачи
-Углы делительных конусов шестерни и колеса
-Внешнее конусное расстояние
-Ширина зубчатого венца
-Диаметры внешних делительных окружностей зубьев шестерни и колеса
-Диаметры внешних окружностей вершин зубьев шестерни и колеса
Где Xe1 = -Xe2 = 03 – коэффициенты радиального смещения для шестерни и колеса [1]
-Среднее конусное расстояние
-Диаметры средних делительных окружностей зубьев шестерни и колеса
3.7 Размеры заготовок шестерни и колеса
Проверяем условия правильности выбора материала шестерни и колеса вычисляя размеры сечений их заготовок сравнивая эти размеры с их допустимыми значениям: [1]
-Для колеса получаем
Неравенства для колеса и шестерни верны. Следовательно выбранные материалы для колеса и шестерни также способы термической обработки оставляем без изменений.
4 Определение сил действующих в зацеплении передачи
-Окружная сила на диаметре средней делительной окружности шестерни
-Радиальная сила на шестерне равная осевой силе на колесе
-Осевая сила на шестерне равная осевой силе на колесе
5 Проверочный расчет передачи на усталостную контактную прочность
Находим действительное значение окружной скорости в передаче
Проверочный расчет передачи усталостную контактную прочность
С учетом того что mn = 3 мм и = 426 мс нет необходимости в уточнении ранее приятных значений коэффициентов ZR и ZV а также и величины []H
Проверяя неравенство имеем
условие контактной усталостной прочности выполнено. При этом расхождение
6 Проверочный расчет передачи на усталостную прочность по напряжениям изгиба зубьев её колес.
Данный проверочный расчет проводим отдельно для шестерни и колеса
Предварительно вычисляем входящие в эти зависимости коэффициенты F KF YFS’1 YFS’2.
Коэффициент F = 085 характеризует при расчетах на изгиб понижение прочности конической передачи с прямыми зубьями по сравнению с цилиндрической передачей [1]
Коэффициент нагрузки при расчетах на изгиб равен
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений по ширине зубчатого венца для передач с прямыми зубьями
Коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения по [1]
При nст + 1 = 7 + 1 = 8 твердости HB2 ≤ 350HB и = 426 мс принимаем
Значения коэффициентов YFS’1 и YFS’2 учитывающих форму зуба шестерни и колеса и напряжения изгиба определяем номеруя данный в зависимости от приведенных чисел и зубьев
И найденных коэффициентов смещения Xe1 = 03 и Xe2 = -03
В результате имеем YFS’1 = 358 и YFS’2 = 361 [1]
Подставляя полученные значения коэффициентов и остальных известных параметров имеем
Результаты решения данных неравенств доказывают что условие усталостной прочности передачи по напряжения изгиба зубьев колес выполнено.
7 Проверочный расчет передачи на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
-Расчетное значение максимальных контактных напряжений
- коэффициент перегрузки
-Расчетное значение максимальных напряжений изгиба
Выполнение всех трех неравенств говорит о том что прочность зубьев при действии пиковой нагрузки достаточна.
Расчет клиноременной передачи.
Рассчитаем клиноременную передачу установленную в системе привода от электродвигателя через муфту конический редуктор к ленточному трансформатору.
-Частота вращения ведущего шкива n1 = 388 обмин
-Вращающий момент T1 = 3146 Нм
-Передаточное отношение i=194
-КПД ременной передачи рп = 096
Расчет ведем по методике изложенной в книге [3]
Мощность на ведущем валу шкива то есть на выходном валу редуктора P1 = 1278 кВт
1 Выбираем сечение ремня
При известных значениях мощности и частоты вращения используя график [3] выбираем сечение ремня С(В).
h = 14 мм – высота ремня
b0 = 22 мм – ширина по верхнему слою
bр = 19 мм – ширина по нейтральному слою
dрmin = 200 мм – минимальный диаметр шкива
q0 = 03 кгм – вес ремня
[] = 30 мс – допускаемая скорость ремня
lр = 1100 9000 мм – расчетная длина ремня
2 Намечаем диаметр ведущего шкива
Учитывая рекомендацию z ≤ 6(8) с целью уменьшения габаритов принимаем dр1 = 250 мм
Мощность передаваемая одним ремнем
P0 = 29 кВт (ГОСТ 1284.3-96)
3. Диаметр ведомого шкива
dр2 = dр1i = 250194 = 485 мм (64)
Принимаем стандартное значение dр2 = 500 мм
4. Фактическое значение передаточного отношения
И проверяем требуемую точность рассчитанной величины
5 Межосевое расстояние
Предварительно принимаем а’ = 12dр2 = 12500 = 600 мм (68)
По таблице [3] принимаем lр = 2500 мм
7 Уточненное межосевое расстояние
8 Угол обхвата ведущего шкива
9 Мощность передавамая одним ремнем
Где Cα = 095 – коэффициент угла обхвата [3]
Cl = 09 – коэффициент длины ремня (ГОСТ 1284.3-96)
Ci = 113 – коэффициент передаточного отношения [3]
Cα = 12 – коэффициент режима нагрузки(толчки) [1]
Где Cz = 095 – коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки между ремнями
12 Центробежная сила
Где ρ = 1250 кгм3 – плотность материала ремня
А = 23010-6 мм2 – площадь поперечного сечения ремня
13 Предварительное натяжение ремня
14 Прогиб ремня от контрольной нагрузки
15 Контрольная нагрузка
Где С = 12 – коэффициент учитывающий повышенную жесткость нового ремня
С0 – поправка учитывающая размеры поперечного сечения и класс ремня (для сечения С(В) и 1 класса – 12 ГОСТ1284.3-96)
16 Диапазон регулирования межосевого расстояния из удобства монтажа и для компенсации возможного удлинения
Wр = 19 мм – расчетная ширина канавки шкива для выбранного сечения ремня
Диапазон регулирования межосевого расстояния а = 589 712 мм
17 Сила действующая на вал
Где – угол между ветвями ремня
С учетом центробежной силы
18 Ресурс наработки ремней
Где Ттер = 2000 ч – ресурс наработки режиме нагрузки
К1 = 025 – коэффициент режима нагрузки при переменной нагрузке толчки
К2 = 1 – коэффициент климатических условий для центральной зоны
19 Регулировка натяжения ремней
Рисунок 4. Натяжное устройство для ремней
На представленном чертеже номера позиций имеют следующие обозначения:
- направляющая рейка;
Регулирование натяжения ремней заключается в отслеживании перемещений подпружиненного шкива(5) с помощью связанного с ним механизма свободного хода.
В устройстве для натяжения используется механизм свободного хода в котором храповая рейка(10) связана одним концом с рычагом(6) натяжного шкива(5). Другой конец храповой рейки свободно перемещается в направляющей (11) шарнирно связанной с корпусом. Подпружиненная собачка(13) отслеживает перемещение рейки по мере провисания передачи. Допустимые колебания натяжного устройства задаются шагом зубьев храповой рейки. Механизм позволяет путем подбора типа механизма свободного хода задавать алгоритм натяжения и исключить необходимость обслуживания передачи в процессе и эксплуатации.
Работает такая схема следующим образом:
Надевают ролик на передачу и гайкой(9) натягивают пружину(8) до состояния при котором в покое обеспечивается заданное начальное усилие натяжения в передаче контролируемое путем измерения заданной величины прогиба ведущей ветви(3).
В заданном положении гайка(9) фиксируется.
При заданном натяжении передачи в покое пружина(8) растянута на величину l0 а усилие в самой пружине равно F0.
При удлинении ремня от вытяжения и передаваемого момента ролик(5) перемещается вниз соответственно и длина пружины(8) уменьшается до длины lпр соответственно изменяется и усилие в пружине до значения Fт которое меньше F0.
При сокращении пружины до величины lпр усилие в ней достигает нижнего предельного значения Fпр.
При значениях усилия ниже Fпр передача перестает работать т.к. ремень начинает пробуксовывать.
Ввиду того что ремень в силу своей упругости удлиняется от передаваемого момента значение F0 подбирают несколько большим так чтобы текущее значение натяжения Fт находилось гарантированно в интервале от F0 до Fпр в течение заданной регламентом периодичности обслуживания передачи.
20 Конструирование шкивов
Шкивы изготавливаем из чугуна марки СЧ-15. Шкивы состоят из следующих составных частей: обода на который надеваются ремни ступицы и диски. Всё это составляет одно целое.
Расчет шкивов ведем по [1]
Конструкция показана на рис.4
-Внешний диаметр шкива: (83)
-Диаметр шкива до обода: (85)
-Толщина ободов шкива: (86)
-Диаметр ступицы шкива: (87)
-Длина ступицы: (88)
-Толщина диска шкива: (89)
Для данного ремня сечения С(В) принимаем следующие размеры канавок для всех шкивов:
WP – расчетная ширина канавки шкива
b* – глубина канавки над расчетной шириной
h* – глубина канавки ниже расчетной ширины
l – расстояние между осями канавок
f – расстояние между осью крайней канавки и ближайшим торцом шкива
С учетом результатов расчета шпоночного соединения принимаем
Рисунок 5. Конструкция шкива ведущего
21.1. По рекомендации [1] назначаем поля допусков сопрягаемых размеров.
-Диаметр на вал: H7.
-Ширина шпоночного паза: N9.
21.2. По рекомендации [1] назначаем значения шероховатостей поверхностей.
-Торцов шпоночного паза: Rа = 16 мкм.
-Нерабочей поверхности шпоночного паза: : Rа = 16 мкм.
-Посадочного отверстия: Rа = 16 мкм.
-Канавки шкива: Rа = 32 мкм.
-Обод шкива: Rа = 63 мкм
-Боковых поверхностей: Rа = 32 мкм
21.3. По рекомендации [1] назначаем допуски формы и расположения.
-Допуск цилиндричности посадочного отверстия чтобы ограничить концентрацию контактных напряжений: 0010 мм.
-Допуск соосности рабочей поверхности: 006 мм.
-Допуск биения конусной поверхности ручьев перпендикулярно образующей: 002 мм.
-Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0020 мм.
-Допуск параллельности шпоночного паза: 0080 мм.
Конструкция и проектный расчет валов.
Быстроходный вал изготовляем из стали 40 ХН назначаем термообработку улучшение. Тихоходный вал изготовляем из стали 45 термообработка нормализация.
1. Расчет и конструирование быстроходного вала.
Для выполнения быстроходного вала принимаем ступенчатую конструкцию. Для уменьшения концентрации напряжений над правым подшипником делаем галтель в переходных участках - галтели радиусом r = 1.6 мм. На хвостовике вала выполняем фаску f = 1.6 мм
Рисунок 6. Конструкция быстроходного вала
1.1. Диаметр выходного конца вала.
Принимаем dхв1 = 38 мм длина хвостовика lхв1 = 82 мм согласно присоединительным размерам полумуфты.
1.2. Для передачи вращения от полумуфты к хвостовику вала используем шпоночное соединение. Длину шпонки принимаем на 10 мм меньше джины насадочного места длины хвостовика вала.
Выбираем шпонку 10х8х70 ГОСТ23360-78.
Находим значение диаметра вала под уплотнение
tц = 35 мм – высота заплечика вала
Принимаем dy1 = 45 мм в соответствии c ГОСТ 8752-79 «Манжеты резиновые армированные».
1.3. Назначаем диаметр резьбы из условия dр1 > dy1.
Согласно ГОСТ 11871-88 условию dр1 > 45 мм удовлетворяет dр1 = 48 мм – резьба М48х15. (92)
1.4. Диаметр вала над подшипниками dп1 > dр1. Принимаем dп1 = 50 мм. (93)
1.5. Диаметр заплечика вала над упор внутреннего кольца подшипника
dБп1 ≥ dп1 + 3r = 50 + 33 = 59 мм (94)
где r = 3 мм – размер фаски подшипника;
Принимаем по ГОСТ 6636-69 dБп1 = 60 мм
dпр = 49 мм – диаметр проточки.
Для уменьшения количества точно обрабатываемых поверхностей повышения жесткости шестерню выполняем за одно целое с валом.
1.6. По рекомендации [1] назначаем поле допусков сохраняемых размеров.
-диаметр хвостовика – h7
-диаметр под уплотнение – h10
-диаметр под подшипник – k6
-ширина шпоночного паза – N9
2. Расчет тихоходного вала.
Для выполнения тихоходного вала принимаем также ступенчатую конструкцию. Установку колеса на вал производим механической сборкой. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала на переходных участках выполняем галтели радиусом r = 2 мм. На концах вала выполняем фаску С = 2 мм.
Конструкция тихоходного вала показана на рисунке.
Рисунок 7. Конструкция тихоходного вала
2.1. Диаметр выходного конца тихоходного вала
Принимаем dхв2 = 40 мм длина хвостовика lхв2 = 110 мм согласно присоединительным размерам.
2.2. Для соединения вала со шкивом используем шпоночное соединение.
Длину шпонки принимаем на 10 мм меньше длины хвостовика вала.
Согласно ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку 12х8х100 мм
Находим значение диаметра вала под уплотнение.
Где t2 = 33мм – глубина шпоночного паза в полумуфте tу = 35мм – высота заплечика.
Принимаем dy2 = 48 мм под стандартное уплотнение согласно ГОСТ 8752-79.
2.3. Диаметр вала под подшипник принимаем равным dп2 = 50 мм.
2.4. Диаметр вала под коническое колесо dк2 ≥ dп2 принимаем dк2= 53 мм где f = 2 мм – размер фаски на втулке.
2.5. Для передачи вращения от зубчатого колеса к валу используем шпоночное соединение.
Выбираем шпонку 16х10х45 ГОСТ 23360-78 Параметры шпоночного паза на диаметре вала под колесо t1 = 6 мм b = 16 мм h = 10 мм lшп = 45 мм
2.6. Вычисляем диаметр буртика dбк2 = dк2 + 3f = 53 + 32 = 59 мм (98)
где f = 2 мм – размер фаски колеса
Принимаем dбк2 = 60 мм
2.7. Диаметр буртика под внутреннее кольцо подшипника
dбп2 = dп2 + 3r = 50 + 33 = 59 мм (99)
Принимаем по ГОСТ 6636-69 dбп2 = 60 мм
2.8. По рекомендации [1] назначаем поля допусков сопрягаемых размеров.
-Диаметр хвостовика – h7
-Диаметр под уплотнение – h10
-Диаметр под подшипник - k6
-Диаметр под зубчатое колесо - p6
-Ширина шпоночных узлов - N9
2.9. По рекомендации [1] назначаем значения шероховатостей поверхностей.
-Под зубчатое колесо - Rа = 08 мкм
-Хвостовика - Rа = 16 мкм
-Под подшипники - Rа = 1.6 мкм
-Под уплотнение – полирование - 08 мкм
-Торца заплечика вала в который упирается правый подшипник - Rа = 32 мкм
-Торца заплечика вала в который упирается зубчатое колесо -
-Шпоночных пазов - Rа = 16 мкм
-Канавки фаски радиусы галтелей - Rа = 63 мкм
2.10. По рекомендации [1] назначаем допуски формы и расположения.
-Допуск торцевого биения торца вала в месте установки подшипника чтобы уменьшить перекос колец подшипника и искажения его геометрической формы: 012 мм.
-Допуск цилиндричности вала в месте установки зубчатого колеса чтобы ограничить концентрацию давлений: 0010 мм.
-Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипники чтобы ограничить концентрацию давлений : 008 мм.
-Допуск соосности посадочной поверхности для полумуфты чтобы снизить дисбаланс вала и деталей установленных на этой поверхности: 0008 мм.
-Допуск соосности посадочной поверхности под подшипники чтобы ограничить перекос колец подшипников качения: 0008 мм.
-Допуск радиального биения посадочной поверхности под манжетные уплотнения: 018 мм.
-Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0080 мм.
-Допуск параллельности шпоночного паза: 002 мм.
Конструирование и расчет размеров зубчатых колес.
1. Конструирование конической шестерни с прямыми зубьями.
Шестерни выполняем за одно целое с валом.
2. Конструирование конического колеса с прямыми зубьями.
Колесо изготовляем свободной ковкой с последующей токарной обработкой.
Насаживаем колесо на вал посадкой с натягом (H7p6). Поверхность под сопряжение с валом подвергаем шлифованию. Для удобства монтажа зубчатого колеса на вал выполняем фаску f = 20 мм и прослабляем вал насадкой f9 длинной 15 мм.
Диаметр ступицы колеса: [2]
dcт = 16 dв = 1653 = 848 мм принимаем dcт = 85 мм (100)
Длина ступицы колеса:
lcт = (08..15)dв = (08..15)53 = 424..795 мм принимаем lcт = 56 мм (101)
o = (3(102)4) mе = (3..4)35 = 105..14 мм принимаем o = 12 мм (102)
С = (01..017)Rе = (01..017)1319 = 132..224ммпринимаем С=18 мм(103)
de2 = 245 мм ; dm2 = 210 мм ; Re = 1319 мм ; Rm = 113 мм ; 1 = 21°48’ ;
Рисунок 8. Колесо зубчатое
2.1. По рекомендации [1] назначаем поля допусков сопрягаемых размеров.
2.2. По рекомендации [1] назначаем значения шероховатостей поверхностей.
-Торцовой поверхности колеса: Rа = 32 мкм.
-Рабочих поверхностей зубьев: Rа= 125 мкм.
-Свободные торцовые поверхности зубчатого колеса: Rа = 32 мкм.
2.3. По рекомендации [1] назначаем допуски формы и расположения.
-Допуск цилиндричности посадочного отверстия чтобы ограничить концентрацию контактных напряжений : 0010 мм.
-Допуск на торцевое биение колеса относительно оси вращения: 002 мм.
Выбор смазочных материалов.
Для смазывания зубчатых колес редуктора применяем картерную смазку которая осуществляется путём окунания зубчатых колёс в масло. В коническом редукторе в масляную ванну должно быть погружено колесо на всю ширину b венца. При окружной скорости колеса V = 426 мc и контактных напряжениях н = 625 МПа и рабочей температуре t = 90 0С рекомендуемая вязкость масла составляет = 50 мм2с [1].
Согласно [1] при заданной вязкости масла выбираем его марку: И-Г-А-46.
Определяем уровень масла:
Для обеспечения окунания в масляную ванну венца конического колеса принимаем h = 175 мм.
Объем масляной ванны редуктора из условия эффективного охлаждения:
V = (05..08) Pбыстр = (05 08) 1332 = 66..106 л (104)
Габаритные размеры картера:
-высота уровня масла – 0175 м
Объем масла V = 0265 0165 0175 = 00075 м3 = 75 л (105)
Для заливки масла в редуктор контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей в крышке корпуса предусмотрено смотровое окно закрываемое крышкой-отдушиной. Согласно [1] толщина стальной обечайки к = (0010..0012) L ≥ 2 мм где L = 130 мм;
к = (0010..0012) 130 = 13..16 мм принимаем к = 3 мм
Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку-отдушину ставим уплотнительную прокладку и прокладочного картона толщиной 15-2 мм. Крышку крепят болтами. Во избежание утечки масла из редуктора в проходных крышках подшипника устанавливаем манжеты армированные по ГОСТ 8752-79.
В нижней боковой части корпуса редуктора располагаем отверстие под пробку для слива масла и промывки редуктора.
Размеры пробки принимаем согласно [1] конструкция пробки показана на рис. 5.
Рисунок 9. Пробка для слива масла.
Контроль за уровнем масла осуществляется маслоуказателем жезловым рис. 6 который находится в нижней части корпуса и вкручивается в него.
Рисунок 10. Маслоуказатель жезловый
Для предотвращения протекания масла плоскость разъема корпуса и крышки редуктора смазываем спиртовым лаком.
Расчет и конструирование размеров корпуса редуктора.
Редуктор выполняется разъемным состоящим из корпуса редуктора 1 и крышки редуктора 2. Плоскость разъема проходит через оси валов.
Редуктор изготавливаем из чугуна СЧ15.
Корпус редуктора 1 и крышка редуктора 2 крепятся между собой болтами у подшипников 3 и болтами по фланцам 4 для обеспечения герметичности.
Для заливки масла и осмотра редуктора в крышке выполняем смотровое отверстие.
Для удаления загрязненного масла и промывки редуктора в нижней его части выполняем сливное отверстие 6 закрываемое пробкой.
Для подъема и транспортировки редуктора применим проушины 7. Для крепления корпуса редуктора к раме в нижней его части находятся фланцы в которых сделаны четыре отверстия под крепежные болты 8.
Для центрирования отверстия для крепежа корпуса и крышки редуктора предусмотрены два отверстия под штифты 9.
Расчет размеров корпуса редуктора проводим в соответствии с рекомендациями [1] и [2].
1. Толщина стенок корпуса и крышки
= 005 Re+1 = 005 1319+1 = 76 мм (105)
= 004 Re+1 = 004 1319+1 = 53 мм (106)
Принимаем = 1 = 8 мм
2. Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки.
Верхний пояс корпуса и пояс крышки:
b = b1 = 15 = 15 8 = 12 мм принимаем b = b1 = 12 мм (107)
Нижний пояс корпуса:
P = 235 = 235 8 = 188 мм принимаем P = 20 мм (108)
3. Диаметры болтов.
dф = 0055 Re+12 = 0055 1319+12 = 192 мм (109)
принимаем dф = 20 мм – М20 – крепление рамы к полу
)болтов крепящий редуктор к раме: d1 = 16 мм принимаем М16
)болтов соединяющий крышку с корпусом редуктора у подшипников:
d2 = (07..075) d1 = (07..075) 16 = 112 12 мм принимаем М12 (110)
)болтов крепящих крышку с корпусом по фланцам:
d3 = (05..06) d1 = (05..06) 16 = 8 96 мм принимаем М10 (111)
Рисунок 11. Редуктор конический (вид спереди)
4. Диаметр центрирующих штифтов
dшт = (07..08) d3 = (07..08) 10 = 7..8 мм (112)
намечаем два конических штифта ø8
-длина штифтов: l = b+b1+5 = 12+12+5 30 мм
5. Для увеличения жесткости корпуса редуктора предусматриваем ребра жесткости
-толщина ребер корпуса: m = (085..1) = (085..1) 8 = 68..8 мм (113)
-толщина ребер крышки: m1 = (085..1) 1 = (085..1) 8 = 68..8 мм (114) принимаем m1 = 8 мм
Рисунок 12. Редуктор конический (вид сверху)
6. Ширина фланцев Ki и расстояние от стенки корпуса до оси болта Ci
-для болтов крепящих корпус редуктора к раме: при d1 = 16 мм K1 = 39 мм C1 = 21 мм [1]
-для болтов у подшипников: при d2 = 12мм K2 = 33 мм C2 = 18 мм
-для болтов по фланцам корпуса и крышки редуктора:
при d3 = 10 мм K3 = 28 мм C3 = 16 мм
Высоту hб бобышек выбираем конструктивно так чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Принимаем высоту у всех бобышек одинаковую hб = 51 мм
Размер определяющий положение болтов d2:
q ≥ 05 d2+d4 = 05 12 + 8 = 14 мм принимаем q = 22 мм (115)
8. Размеры смотрового окна
Принимаем А = 100 м В = 100 мм
Размеры крышки смотрового окна: A1 = 130 мм B1 = 130 мм K = 115 мм
R = 2 мм d5 = М6 Б = 115 мм
Рисунок 13. Окно смотровое
9. Размеры маслоспускного отверстия
Маслоспускное отверстие выполняем ниже уровня днища в котором имеется сливная канавка (грязевик) глубиной hк = 3 мм. Принимаем диаметр сливного отверстия d5 = М16. Для размещения пробки закрывающей сливное отверстие выполняем прилив в корпусе толщиной в bпр = 4 мм. Высота от низа редуктора до оси маслоспускного отверстия hк = 20 мм.
10. Размеры отверстия под маслоуказатель.
Принимаем dв = М12. Расстояние от дна корпуса до оси маслоуказателя hн = 113 мм. Длины l1 = 60 мм l2 = 25 мм. Длину R выбираем конструктивно. Принимаем R = 19 мм.
11. Размеры проушин для монтажа и такелажных работ.
dпр = 3 1 = 3 8 = 24 мм (116)
S = (16..25) 1 = (16..25) 8 = 128..20 мм принимаем S = 16 мм (117)
12. Габаритные размеры корпуса редуктора
-длина Lгаб = 393 мм – ширина под крышки
-подшипников E = 250 мм
Расстояние между болтами при установке редуктора на раму
lб = 220 мм В1 = 220 мм
Определение нагрузок на валы и опоры.
1. Быстроходный вал
Силы действующие в зацеплении: Ft = 3122 H Fr1 = 1055 H Fa1 = 422 H. Консольная нагрузка на вал от муфты: Fм = 125 √Тб = 125 √1311 = 1431 Н
Действие силы на Fм на вал носит разнонаправленный характер. Направим её в противоположную сторону действия окружного усилия Ft. В этом случае подшипники воспринимают большую нагрузку.
Рисунок 14. Расчетная схема быстроходного вала
Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости xoz:
При z = 130 = 1431130=186103 Нмм;
При z = 130 = 186103 Нмм;
При z = 205 = 1431 -905103 Нмм;
При z' = 29 = -3122 29 = -905103 Нмм;
Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz:
При z = 75 = 172 75= 129103 Нмм;
При z’ = 29 = = 129103 Нмм;
Силы действующие в зацеплении Ft = 3122 Н Fr2 = 422 Н Fa2 = 1055 Н нагрузка на вал от передачи: Fb=4250 H Предположим что передача расположена под γ = 30° к горизонту. Тогда составляющие на оси координат: Fby = Fb cos γ = 4250 cos 30° = 3681 H Fbx = Fb sin γ = 4250 sin 30° = 2125 H
Рисунок 15. Расчетная схема тихоходного вала
При z' = 140 =103 Нмм;
При z = 171 103 Нмм;
При z' = 140 103 Нмм
Проверочный расчет подшипников качения.
1 Расчет подшипников качения быстроходного вала [1][2]
1.1 Намечаем роликоподшипники конические однорядные легкой серии №7210А ГОСТ 27365-87
d = 50 мм; D = 90 мм; B = 20 мм; T = 22 мм; Cr = 704 кН; С0 = 55 кН; Y = 14
1.2 Суммарные реакции:
1.3 Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
1.4 Осевые нагрузки подшипников
1.5 Рассмотрим опору «А»
При этом осевую нагрузку не учитываем и X=1 Y=0
Эквивалентная динамическая нагрузка
где V=1 – коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V=1)
– коэффициент нагрузки (толчки)
Kт=1 – температурный коэффициент
КЕ - коэффициент эквивалентности
1.5 Рассмотрим опору «В»
1.7 Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1 (вероятность безотказной работы 90%) [1] a23 = 07 (обычные условия применения) и К = 103 – показатель степени (роликовый подшипник) расчет ведем по более нагруженному подшипнику «В»
Условия подбора выполняются. Lh[Lh]=4000 ч.
2 Расчет подшипников качения тихоходного вала
2.1 Намечаем роликоподшипники конические однорядные легкой серии №7210А ГОСТ 27365-87
2.3 Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
2.4 Осевые нагрузки подшипников
2.5 Рассмотрим опору «C»
2.5 Рассмотрим опору «D»
2.7 Расчетный скорректированный ресурс подшипника «D»
Конструирование подшипниковых узлов
В качестве опоры быстроходного вала принимаем подшипники роликовые конические однорядные легкой серии №7210А ГОСТ 27365-87. Они предназначены для восприятия радиальных и осевых нагрузок. При радиальной нагрузке в подшипнике возникает осевая составляющая которую компенсируют осевой нагрузкой противоположного направления поэтому для фиксации вала в обе стороны подшипники устанавливаем попарно «врастяжку». Подшипники допускают регулирование осевого смещения и радиального зазора. Прекос вала относительно оси недопустим.
В качестве опоры тихоходного вала принимаем подшипники роликовые конические однорядные легкой серии №7210А ГОСТ 27365-87. Функции данного подшипника аналогичны подшипникам установленным на быстроходном валу. Схема установки – «враспор».
Параметры подшипников:
диаметр установки на вал d = 50 мм;
диаметр установки в корпус D = 90 мм;
натяжная высота Т = 22мм;
размер фасок r = 2 мм r1 = 08мм;
грузоподъемность динамическая Сr = 704 кН;
грузоподъемность статическая С0 = 55 кН.
Подшипники устанавливаем на валы с легким натягом посадка переходная. Принимаем поле допуска для валов - k6. Установку подшипников в корпус осуществляем посадкой с зазором с полем допуска отверстия корпуса - Н7.
Подшипники закрываем крышками глухими и проходными выполненными из чугуна СЧ 15. На быстроходном валу используем привертную крышку с манжетным уплотнением. На тихоходном - аналогично проходную с манжетным уплотнением с другой стороны – глухую привертную.
Рисунок 16. Крышки: а)сквозная б)глухая
1 Проходная крышка быстроходного вала
толщину крышек = 8 мм;
длина захода в стакан
ширина проточки В = 5мм;
размер фаски С = С1 = 2 мм;
диаметр отверстия под болты d5 = 9 мм;
диаметр отверстия в крышке d1 = 46 мм;
диаметр под манжетку d3 = 65 мм;
диаметр под заход в стакан d = 90 мм;
диаметр по фланцам D = 150 мм;
число болтов для крепления к корпусу болты М8х32
диаметр отверстия в крышке d0 = 125 мм;
2 Глухая крышка тихоходного вала
длина захода в корпус редуктора
размер фаски С = С1 = 16 мм;
диаметр отверстия в крышке d0 = 110 мм;
диаметр крышки под заход в корпус редуктора d4 = 90 мм;
диаметр с проточкой d1 = 90 мм;
диаметр максимальный D = 130 мм;
толщина фланца = 8 мм;
Для быстроходного вала:
Между крышкой подшипника и стаканом стаканом и корпусом редуктора устанавливаем прокладки (набор металлических колец).
3 Конструирование стакана
Стакан выполняем литым из чугуна СЧ 15 конструкция стакана показана на рис.13
Размеры стакана выбираем согласно [1] и из геометрии построения данного узла чертеже
диаметр отверстия под подшипник D = 90 мм;
диаметр под посадку в корпус Da = 108 мм;
диаметр под крепеж стакана к корпусу D0 = 125 мм;
диаметр фланца стакана Dф = 150 мм;
диаметр болтов под крепление М8;
диаметр отверстия под болты d = 9 мм;
толщина фланца 2 = 9мм;
высоту упорного заплечика t согласуем с размером фаски наружного кольца подшипника. При r = 2 мм t = 5 мм
для сопряжения торцов фланца стакана и корпуса по плоскости на наружной цилиндрической поверхности стакана перед торцом фланца делаем канавки. Такие же канавки выполняем перед заплечиками стакана по торцам которых установлены наружные кольца подшипников.
b = 5 мм; hk = 05 мм
длина поверхностей под подшипники: l2 = 46 мм
4 По рекомендации [1] назначаем поля допусков сопрягаемых размеров
-диаметр под подшипники – H7
-диаметр наружной поверхности - S6
4.1 По рекомендации [1] назначаем значения шероховатостей поверхностей
-торцов поверхностей стакана - Rа = 16 мкм
-свободные торцевые поверхности стакана - Rа = 32 мкм
-поверхности стакана под подшипники - Rа = 16 мкм
-поверхности стакана под посадку стакана в корпуса - Rа = 08 мкм
4.2 По рекомендации [1] назначаем допуски формы и расположения
-Допуск цилиндричности поверхности стакана под подшипник чтобы ограничить отклонения геометрической формы посадочных поверхностей и связанных с ними дорожек качения наружных колец подшипников: 0 012 мм.
-Допуск перпендекулярности поверхностей стакана под подшипник чтобы ограничить перекос колец подшипников: 0020 мм.
-Допуск соосности посадочных поверхностей стакана чтобы ограничить отклонение межосевого расстояния в конической передаче: 0012 мм.
-Допуск параллельности торцовых поверхностей стакана чтобы ограничить перекос колец подшипников: 0025 мм.
-Допуск соосности посадочной поверхности под подшипники чтобы ограничить перекос колец подшипников качения: 0012 мм.
-Допуск торцевого биения торцов упорного заплечика чтобы уменьшить перекос колец подшипника и искажения его геометрической формы: 0025.
-Позиционный допуск чтобы ограничить отклонения в расположении центров крепежный отверстий: 0025 мм.
Для соединения вала электродвигателя с валом быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой. Размер муфты выбираем по диаметру валов и расчетному вращающему моменту.
Расчетный вращающий момент:
ТР = К · Тдв = 15 · 1337 = 201 Н·м
Где К = 15 – коэффициент перегрузки
Принимаем для соединения валов муфту упругую с торообразной оболочкой 315-48-I.1-38-I.1Y3 ГОСТ 20884-75
Номинальный вращающий момент: Тн = 315 Н·м
Диаметр на вал редуктора: d2 = 38 мм
Диаметр на вал двигателя: dдв = 48 мм
Внешний диаметр муфты: D = 250 мм
Рабочая длина на валу редуктора: l = 82 мм
Допускаемая частота вращения n = 2000 мин-1
Радиальное смещение - 25 мм
Угловое смещение - 1.
Данная муфта используется для соединения соосных вылов и одновременной компенсации незначительных угловых осевых и радиальных смещений. Применяется в данном случае для передачи вращающего момента с вала двигателя на быстроходный вал редуктора.
Расчет валов на усталостную прочность.
1 Расчет быстроходного вала
Материал вала – сталь45 термообработка – улучшение в = 850 МПа
1.1 Находим пределы выносливости материала при симметричном цикле перемены напряжений:
- касательных: (134)
Опасные сечения вала представлены на рис.20. Расчитываем сечение 4-4: концентратор напряжений галтельный переход.
Изгибающий момент: Нмм
Крутящий момент: Нмм
1.2 Устанавливаем значения коэффициентов влияющих на усталостную прочность
-эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений:
-коэффициент концентрации напряжений при кручении:
-масштабный коэффициент для нормальных и касательных напряжений:
-коэффициент учитывающий состояние шероховатости поверхности:
1.3 Осевой момент сопротивления
1.4 Полярный момент сопротивления
1.5 Амплитуда цикла нормальных напряжений
1.6 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициенты: =015 – для углеродистых сталей =01
Рисунок 18. Быстроходный вал
Выявленные опасные сечения и концентраторы напряжений
–13–3 – скругление шпоночного паза;
–2 – место установки муфты шпоночный паз;
–49–9 – галтельный переход;
–78–8 – посадка подшипников с гарантированным натягом;
–10 – прямозубая шестерня;
1.7 Коэффициенты запаса прочности:
-по нормальным напряжениям:
-по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Прочность обеспечена S’>[S’]
2 Расчет тихоходного вала
Материал вала – сталь45 термообработка – нормализация в = 600 МПа
2.1 Находим пределы выносливости материала при симметричном цикле перемены напряжений:
- касательных: (143)
Опасные сечения вала представлены на рис.21. Расчитываем сечение 9–9: концентратор напряжений – галтельный переход и посадка зубчатого колеса с натягом. d = 40 мм
Суммарный изгибающий момент:
Учитывая что сечение 9–9 находится правее от момента принимаем Нм
Крутящий момент Тт = 3146 103 Нм
2.2 Устанавливаем значения коэффициентов влияющих на усталостную прочность
при галтельном переходе - ;
при напрессовке колеса на вал:
Масштабные коэффициенты для нормальных и касательных напряжений:
Коэффициент учитывающий состояние шероховатости поверхности:
2.3 Осевой момент сопротивления
2.4 Полярный момент сопротивления
Рисунок 19. Тихоходный вал
–13–36–68–8 – скругление шпоночного паза;
–2 – место установки полумуфты с гарантируемым натягом шпоночный паз;
–49–910–10 – галтельный переход;
–511–11 – посадка подшипников с гарантированным натягом;
– 7 – место установки зубчатого колеса с натягом и шпоночный паз ;
2.5 Амплитуда цикла нормальных напряжений
2.6 Амплитуда и среднее напряжение цикла кательных напряжений:
2.7 Коэффициенты запаса прочности:
Условие прочности выполняется.
Расчет шпоночных соединений
Материал шпонок сталь45 нормализованная используем призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78
t1 – глубина паза вала
Согласно [2] допускаемые напряжения смятия
- при стальной ступице ст = 120..150 МПа
- при чугунной ступице сч = 50..70 МПа
1 Быстроходный вал: шпонка на хвостовике под полумуфтой: dхв1 = 38 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t1 = 5 мм;
) шпонка под зубчатым колесом: d = 53 мм; b = 16 мм; h = 8 мм; t1 = 5 мм;
) шпонка под шкивом: d = 40 мм; b = 12 мм; h = 8 мм; t1 = 5 мм;
Условия прочности соблюдаются.
Иванов. М.Н. Учеб. для студентов втузовПод ред. В. А. Финогенова. – 6-е изд. перераб. – М.: Высш. школа. 2000. – 383 с.: ил. ISBN 5-06-003537-9
Логин В.В. Расчет механического привода. Методические указания. - М.МИИТ 1997 – 108 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3х томах – м. машиностроение 1980

Спецификация.spw

ТНД-311-6Д-2.2-00.00
Расчетно-пояснительная
ТНД-311-6Д-2.2-00.00СБ
ТНД-311-6Д-2.2-00.10
ТНД-311-6Д-2.2-00.01
Гайка М48х1.5 ГОСТ1181-82
Шайба 48.05 ГОСТ1182-89
Штифт 6х26 ГОСТ3129-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ27365-87

Val (3).cdw

*Размер обеспеч инстр.
Неуказанные радиусы 1
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-тк

Koleso_Konicheskoe (1).cdw

Средний нормальный модуль
Осевая форма зуба по ГОСТ19325-73
Средний угол наклона зуба
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Угол делительного конуса
Межосевое угол перед
Внешний окружной модуль
Внешнее конусное расстояние
Среденее конусное расстояние
Средний делительный диаметр
Обозначение сопряженного колеса
*Размеры для справок
Радиусы скруглений 2 мм. max.
Общие допуски по ГОСТ30893.2-тк

Detali_Mashin_Glavy (7).cdw