Расчёт и проектирование привода конвейера (Шеврон)

Чертеж лист2.cdw

эпюры ведущий вал.frw

Polonevich shevron.docx

марта 2016 года четверг
Расчет цилиндрической шевронной передачи по ГОСТ 21354-87
Передача не реверсивная
Расположение колес относительно опор - симметричное
Режим работы передачи - постоянный
Крутящий момент на колесе T2 = 167.28 H*м
Частота вращения колеса n2 = 129.94 обмин
Передаточное отношение передачи U = 4.00
Принимаемая долговечность Lh = 20000 часов
Число циклов нагружения
Nне1 Nно1 Nfе1 Nfo1 Zn1 Yn1
Nне2 Nно2 Nfе2 Nfo2 Zn2 Yn2
24E+08 1.86E+07 6.24E+08 4.00E+06 0.839 1.00
56E+08 1.42E+07 1.56E+08 4.00E+06 0.887 1.00
Геометрические параметры передачи (все размеры в мм)
Aw Beta Z1 d1 da1 df1 b1 Fi_bd
m Sточн Z2 d2 da2 df2 b2 Kнв
5.00 28°21'27" 22 50.00 54.00 45.00 55 1.00
Напряжения в передаче МПа
[SigmH]1 [SigmH]2 [SigmH] SigmH
[SigmF]1 [SigmF]2 [SigmF] SigmF
5.01 384.64 384.64 367.98 4.33%
6.57 336.00 336.00 43.58 87.03%
Шестерня 260 HB -улучшение Колесо 230 HB -улучшение
[SigmH]1 - допускаемое контактное напряжение для шестерни
[SigmH]2 - допускаемое контактное напряжение для колеса
[SigmF]1 - допускаемое напряжение при изгибе для шестерни
[SigmF]2 - допускаемое напряжение при изгибе для колеса
[SigmH] - используемое в расчете допускаемое контактное напряжение
[SigmF] - используемое в расчете допускаемое напряжение при изгибе
SigmH - расчетное контактное напряжение
SigmF - расчетное напряжение при изгибе
БНТУ Кафедра "Детали машин ПТМ и М" 1

силы в зацеплении.frw

схема нагружения подш ведущ.frw

титульник.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра “Детали машин подъёмно-транспортные машины и механизмы”
по дисциплине “ Прикладная механика ”
Тема: Расчёт и проектирование привода конвейера
Исполнитель:студент 2 курса гр.10705214
Руководитель проекта:Розанова Н.Н.

схема нагружения подш ведом.frw

Фрагмент.frw

Спецификация.spw

Пояснительная записка
Гайка шлицевая ГОСТ11871-88
Кольцо А25 ГОСТ 13942-80
Кольцо А52 ГОСТ 13943-80
Манжеты ГОСТ 8752-79
Шайба 18.37 ГОСТ 11872-80
Шайбы пружинные ГОСТ 6402-70
Шпонки ГОСТ 23360-78
Масло индустриальное

Чертеж лист 1.cdw

Передаваемая мощность
Частота вращения выходного вала
Номинальный вращающий момент на выходном валу
Передаточное число редуктора 4
* Размеры для справок.
Ведущий вал собранного редуктора должен
проворачиваться без заеданий.
Регулировку осевой игры подшипников производить
набором регулировочных прокладок.
перед обкаткой залить масло индустриальное
И-30А ГОСТ 20799-75 уровень масла контролировать (поз.13).
Редуктор обкатать при частоте вращения ведущего вала
и нагрузки на валу 37
мин на каждом режиме.
Шум передачи должен быть равномерным без металлических
стуков. Корректировочный уровень звуковой мощности не выше 98дБА.
Течь масла неподвижных соединений не допускается.
Требования к манжетным уплотнениям валов по ГОСТ 8752-79.
После обкатки редуктора осмотреть
подтянуть подшипники и болтовые соединения.
Грунтовка наружных поверхностей
кроме выходных концов
произвести грунтом ФЛ-03 коричневый ГОСТ 9109-76-V-Ж1.
Окраску наружных поверхностей
кроме выходных валов
произвести эмалью АС-182 серия ГОСТ 19024-73VЖ1.
Техническая Характеристика
Технические требования

Деталировка Вал.cdw

расчет.docx

8.1 Ведущий вал-шестерня
Определение реакций опор. Левую опору обозначим «А» правую «В» центр шестерни – «С».
Рассмотрим горизонтальную плоскость (плоскость xz).
Определим реакции опор:
Определим изгибающие моменты:
Рассмотрим вертикальную плоскость (плоскость yz).
Рис. 8.1 – Силы в зацеплении
следовательно реакции найдены правильно.
Определение суммарных и эквивалентных моментов.
Определяем суммарные изгибающие момент:
Момент кручения действующий на ведущий вал:
Определяем эквивалентные моменты:
По рассчитанным данным строим эпюры сил и моментов ведущего вала (рис. 8.2.).
По эквивалентным моментам определяем диаметр вала под подшипниками:
где Мэкв(A) – эквивалентный момент на опоре А;
[] – допустимое напряжение при изгибе: []=50 МПа.
что меньше выбранного ранее диаметра dп1=25 следовательно выбранный диаметр вала соответствует по прочности.
Рис. 8.2 – Эпюры моментов ведущего вала
Определение реакций опор. Левую опору обозначим «А» правую «В» точку приложения окружной и радиальной сил «С».
Силу действующую на выходной конец вала зубчатого колеса примем в соответствии с рекомендациями ГОСТ Р 50891-96:
где Т3 – момент на ведомом валу редуктора.
Момент кручения действующий на ведомый вал:
По рассчитанным данным строим эпюры сил и моментов ведомого вала (рис. 8.3.).
что меньше выбранного ранее диаметра dп2=40 следовательно выбранный диаметр вала соответствует по прочности.
Рис. 8.3 – Реакции опор и эпюры моментов на ведомом валу

Курсач.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра “Электропривод и автоматизация промышленных установок и технологических комплексов”
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по дисциплине “ Прикладная механика ”
Тема: Расчёт и проектирование привода конвейера
Исполнитель:студент 2 курса гр.10705214
Руководитель проекта:Розанова Н.Н.
кинематический расчет привода и выбор электродвигателя7
Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов9
Расчёт передач: проектный и проверочный расчёты. Расчёт передач на ЭВМ и сравнительный анализ10
1 Расчёт зубчатой передачи10
1.1 Выбор материала способа термообработки колес10
1.2 Расчет допускаемых контактных напряжений10
1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба12
1.4 Проектировочный расчет передачи14
1.5 Проверочный расчет передачи на контактную усталость17
1.6 Проверочный расчет передачи на изгибную усталость19
2 Расчёт клиноремённой передачи21
3 Расчёт передач на ЭВМ24
Предварительный расчет диаметров валов26
1 Расчёт ведущего вала привода26
2 Расчёт ведомого вала27
Подбор и проверочный расчет муфт28
Предварительный подбор подшипников30
Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников определение размеров корпусных деталей31
1 Первый этап компоновки редуктора31
2 Выбор способа смазывания передач и подшипников31
3 Определение размеров корпусных деталей32
4 Определение размеров шевронного зубчатого колеса33
Расчет валов по эквивалентному моменту34
1 Ведущий вал-шестерня34
Подбор подшипников по динамической грузоподьёмности41
1 Проверочный расчет подшипников на ведущем валу41
2 Проверочный расчет подшипников на ведомом валу42
Проверка прочности шпоночных соединений44
1 Шпонки ведущего вала44
2 Шпонки ведомого вала44
Назначение посадок шероховатости поверхностей выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей46
1 Посадки и предельные отклонения размеров46
2 Предельные отклонения формы и расположения поверхностей47
3 Шероховатости поверхностей47
Расчет валов на выносливоть52
Описание сборки редуктора57
Регулировка подшипников и зацеплений58
Технический уровень всех отраслей народного хозяйства тесно связан и в значительной степени определяется уровнем развития машиностроения. Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность КПД) небольшой расход электроэнергии и эксплуатационных материалов при наименьшей массе и габаритах высокую надежность. Они должны быть экономичными как в процессе производства так и в процессе эксплуатации удобными и безопасными в обслуживании допускать стандартизацию деталей и сборочных единиц и др.
Весьма разные машины и механизмы в большинстве своем состоят из однотипных по служебным функциям деталей и сборочных единиц. Поскольку большинство деталей машин общего назначения используются в приводах они выбраны одним из объектов курсового проектирования. Привод машины или механизма – система состоящая из двигателя и связанных с ним устройств для приведения в движение рабочих органов машин.
При проектировании привода производим кинематические расчеты определяем силы действующие на детали и звенья сборочных единиц выполняем расчеты на прочность решают вопросы связанные с выбором материала и наиболее технологических форм деталей освещаются вопросы сборки и разборки отдельных сборочных единиц и привода в целом.
Основной задачей на этапе конструирования привода является механизация его стоимости и габаритных размеров при обеспечении надежности и привода в целом. Это достигается оптимальным соотношением параметров привода и электродвигателя по рекомендуемым значениям передаточных чисел всех элементов которые на инженерном опыте. Исходным документом при проектировании является техническое задание.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Определяем общий КПД привода:
где рем – КПД ремённой передачи: рем=095;
зуб – КПД пары зубчатых цилиндрических колес: зуб=097;
под – КПД пары подшипников качения: под=099;
муф – КПД соединительной муфты: муф=098 [1 с.15 табл. 3.1].
Определяем потребляемую двигателем мощность (расчетную мощность):
где Рвых – потребляемая мощность на валу рабочей машины кВт:
где Ft – окружная сила на барабане привода конвейера: Ft=26 кН;
V – скорость движения ленты: V=085 мс.
Определяем частоту вращения выходного вала:
где ДБ – диаметр барабана конвейера.
По [1 с.17 табл. 3.3] подбираем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей расчетную Ртр и рекомендуемой частотой вращения вала ротора 1000 обмин. Принимаем электродвигатель единой серии 4А типа 112МА6 для которого Рном = 3 кВт; nдв.ас = 955 мин–1.
Определим общее передаточное число Uобщ:
С другой стороны общее передаточное число Uобщ равно:
где Uзуб – передаточное число зубчатой передачи;
Uрем – передаточное число ремённой передачи.
Примем Uзуб = 4 тогда:
Определяем частоты вращения валов привода:
-частота вращения вала электродвигателя и ведущего вала редуктора:
nдв.ас= n1 = 955 мин–1;
-частота вращения ведомого вала ремённой передачи и ведущего вала редуктора:
-частота вращения ведомого вала редуктора:
-частота вращения вала конвейера:
n3 = nвых = n3 = 129936 мин-1.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТЕЙ И ПЕРЕДАВАЕМЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ
Определяем мощности на валах привода:
-мощность на ведущем валу ремённой передачи
-мощность на ведомом валу ремённой передачи и ведущем валу редуктора
Р2 = Р1 рем · под = 252 · 095 · 099 = 237 кВт;
-мощность на ведомом валу редуктора
Р3 = Р2 · зуб · под = 237 · 097 · 099 = 2276 кВт;
-мощность на валу барабана конвейера:
Р3 = Р3 · муф под = 2276 · 098 099 = 2208 кВт.
Определяем вращающие моменты на валах привода:
-момент на валу электродвигателя и ведущем валу ремённой передачи:
Т1 = 955 · Р1 n1 = 955 · 252 · 103 955 = 252 Н·м;
-момент на ведомом валу ремённой передачи и ведущем валу редуктора:
Т2 = 955 · Р2 n2 = 955 · 237 · 103 519742 = 43548 Н·м;
-момент на ведомом валу редуктора:
Т3 = 955 · Р3 n3 = 955 · 2276 · 103 129936 = 16728 Н·м;
-момент на валу барабана конвейера:
Т3 = 955 · Р3 n3 = 955 · 2208 · 103 129936 = 162283 Н·м.
Данные расчета представим в виде таблицы (табл. 2.1).
Таблица 2.1 – Расчётные мощности и крутящие моменты на валах
РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧ: ПРОЕКТНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТЫ. РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧ НА ЭВМ И СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ
1 Расчёт зубчатой передачи
1.1 Выбор материала способа термообработки колес
При выборе материала для изготовления зубчатой пары для обеспечения одинаковой долговечности обоих колес и ускорения их приработки твердость материала шестерни следует назначать больше твердости материала колеса. Разность твердостей для колес с ННВ 350 НВ рекомендуется у косозубых и шевронных (20–70) НВ; при ННВ > 350 НВ – (4–6) HRC.
Для изготовления шестерни и колеса передачи редуктора выбираем сталь 45 (ГОСТ 1050-88). Термообработка – улучшение: для шестерни – до твердости ННВ1 = 260 НВ для колеса – до твердости ННВ2 = 230 НВ [1 с. 21 табл. 3.4].
1.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
Определим предел контактной выносливости материла зубчатых колес [1с. 52 табл. 5.2]:
где HHB – твёрдость зубчатого колеса.
Определим базовое число циклов нагружений соответствующее пределу выносливости [1 с. 41]:
NH lim=30 (ННВ)24 ≤ 120·106 циклов
где ННВ – твердость материала рассчитываемого зубчатого колеса в единицах НВ;
Определим число циклов перемены напряжений соответствующее заданному сроку службы передачи при постоянной нагрузке [1 с.41]:
NK = 60 · с · n · Lh
где с – число колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым;
Lh – срок службы привода ч;
n – частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса.
NK1 = 60 · с · n2 · Lh = 60 · 1 · 519742 · 20000 = 62369 · 106 циклов;
NK2 = 60 · с · n3 · Lh = 60 · 1 · 129936 · 20000 = 155923 · 106 циклов.
Так как NH lim1 NK1 и NH lim2 NK2 то расчёт коэффициента долговечности производится по следующей формуле [1 с. 41]:
Допускаемые напряжения определяются для шестерни и колеса по формуле:
где SH – коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с однородной структурой материала SH = 11 (при твердости колес ННВ 350 НВ);
ZR – коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;
ZV – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости;
ZL – коэффициент учитывающий влияние вязкости смазного материала;
ZX – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса;
ZW – коэффициент учитывающий влияние перепада твердостей материала сопряженных поверхностей зубьев.
Примем [1 с.41] тогда:
Для цилиндрической шевронной передачи для расчета принимается:
НР = 045(НР 1 + НР 2) > НР min
при выполнении условия НР 1–2 123 НР min
НР = 045(НР 1 + НР 2) = 045 (40501 + 3842) = 35514 МПа;
НР m 123 · НР min = 123 · 3842 = 47257 МПа.
Так как НР меньше минимального из двух значений НР 1 и НР 2 в качестве расчетного напряжения принимаем минимальное значение НР = НР 2= = 3842 МПа.
1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Определим предел выносливости зубьев при изгибе [1 с. 43]:
F limb = 0F limb HHB Yt Yz Yg Yd YA
где 0F l выбирается в зависимости от способа термической или химико-термической обработки [1 с. 52 табл. 5.3]:
Yt – коэффициент учитывающий технологию изготовления: Yt= 1 [2 с. 34];
YZ – коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: поковка и штамповка YZ = 1 [2 с. 34];
Yg – коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба; для нешлифованной переходной поверхности принимают
Yd – коэффициент учитывающий влияние деформированного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности; если этого нет то Yd = 1 [2 с. 34];
YA – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверс); при одностороннем приложении нагрузки YA = 1.
F limb1 = 0F limb HHB1 Yt Yz Yg Yd YA = 1752601111 = 455 Мпа
F limb2 = 0F limb HHB2 Yt Yz Yg Yd YA = 1752301111 = 4025 Мпа.
Определим общее число циклов перемены напряжений при нагрузках с постоянными амплитудами [1 с.44]:
NK1 = 60 · с · n2 · Lh = 60 · 1 · 519742 · 20000 = 62369 · 106 циклов
NK2 = 60 · с · n3 · Lh = 60 · 1 · 129936 · 20000 = 15592 · 106 циклов.
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость FP определяются по формуле:
где YR – коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности; при отсутствии полирования переходной поверхности зуба YR = 1 [2 с. 36];
YХ – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса при da ≤ 300 мм YХ = 1 [2 с. 37];
Y – опорный коэффициент учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений; для модуля передачи от 1 до 8 мм этот коэффициент убывает от 11 до 092; примем Y = 10 [2 с. 36];
SF – коэффициент безопасности SF = 17 [2 c. 35];
YN – коэффициент долговечности
где NFlim – базовое число циклов нагружений для любых сталей
qF – показатель кривой усталости: для зубчатых колес с однородной структурой материала включая закаленные при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой и зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью независимо от твердости и термообработки их зубьев qF = 6 [1 с. 44];
Так как NK > NF lim то принимаем YN = 1. Тогда:
1.4 Проектировочный расчет передачи
Проектировочный расчет передач служит только для предварительного определения размеров и не отменяет расчета на контактную выносливость. При проектировочном расчете определяется один из геометрических параметров передачи – межосевое расстояние аw или делительный диаметр шестерни d1. Предпочтительным считается расчет аw так как его значение сразу дает представление о габаритах передачи.
Ориентировочное значение межосевого расстояния [1 с. 45]:
где знак «плюс» используется при расчете передач внешнего зацепления а «минус» – для передач внутреннего зацепления;
Ka – вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач Ka = 495 для косозубых и шевронных передач Ka = 430;
Т3 – вращающий момент на колесе (на ведомом звене);
u – передаточное число передачи;
КH – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий принимают в зависимости от твердости колес и параметра bd [1 стр.57 рис. 5.3];
bd – коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни;
bd = b2 d1 = 05 ba(u ± 1);
ba – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния принимают из стандартного ряда чисел в зависимости от положения колес относительно опор [3 стр. 20]: ba = 05;
bd = 05 ba(u + 1) = 05 05 (4 + 1) = 125;
Полученное ориентировочное межосевое расстояние округляем до стандартного значения по предпочтительному ряду [1 с. 55 табл. 5.4]. Принимаем аw = 125 мм.
Нормальный модуль при принятой термообработке колес рекомендуется выбирать из диапазона
mn = (001–002) аw = (001–002) · 125 = (125–25) мм.
Из стандартного ряда модулей [1 с. 55 табл. 5.5] принимаем m = 2 мм. Значение модуля менее 15 мм для силовых передач задавать не рекомендуется.
Рабочая ширина колеса:
b2 = ba · аw = 05 · 125 = 625 мм;
b1 = b2 + (2–7) мм = 625 + (2–7) = 645–695 мм.
Принимаем b1 = 68 мм.
Угол наклона зубьев для шевронных колес рекомендуется = 25°–40°. Примем = 30°.
Определим суммарное число зубьев:
zΣ = (2 · аw · cos ) m = (2 · 125 · cos 30) 2 = 10825;
принимаем zΣ = z1 + z2 = 108.
Определим числа зубьев шестерни z1 и колеса z2.
z1 = zΣ (u +1) =108 (4 +1) = 216;
z2 = zΣ – z1 = 108 – 22 = 86.
Фактическое передаточное число
uф = z2 z1 = 8622 = 391.
Δu = (uф – u) u · 100 % = ((4 – 391) 4) · 100 %) = 227 % ≤ 4 %.
Для того чтобы вписать шевронную цилиндрическую передачу в заданное межосевое расстояние аw = 125 мм при принятых числах зубьев зубчатых колес уточним угол наклона зубьев:
cos = m (z1 + z2)(2 · аw) = 2 (22 + 86) (2 · 125) = 0864;
Определим делительные диаметры диаметры вершин и впадин зубьев зубчатых колес:
d1 = m · z1 cos = 2 · 22 0864 = 50926 мм;
d2 = m · z2 cos = 2 · 86 0864 = 199074 мм;
dа1= d1 + 2 · m = 50926 + 2 · 2 = 54926 мм;
dа2 = d2 + 2 · m = 199074 + 2 · 2 = 203074 мм;
df1= d1 – 25 · m = 50926 – 2 · 25 = 45926 мм;
df2 = d2 – 25 · m = 199074 – 2 · 25 = 194074 мм.
Выполним проверку межосевого расстояния:
аw = (d1 + d2) 2 = (50926 + 199074) 2 = 125 мм.
Вычислим величину усилий действующих в зацеплении.
Ft = 2 · Т3 d2 = 2 · 167280 199074 = 1680581 Н;
Fr = Ft · tgαtw cos = 1680581·tg 20° 0864 = 819402 Н;
Fа = Ft · tg = 1680581 ·tg 3023129°= 979351 Н.
1.5 Проверочный расчет передачи на контактную усталость
Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного Н и допускаемого НР контактных напряжений [1 c. 48]:
где H0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KН = 1
Коэффициент нагрузки KН определяют
где KA = 1 – коэффициент учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;
KHv – коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку возникающую в зацеплении до зоны резонанса
где Hv – удельная окружная динамическая сила Нмм
где Н – коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [1 табл. 5.7];
g0 – коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [1 табл. 5.8];
V – окружная скорость зубчатых колес: V =
KHα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями [1 табл. 5.9];
– осевой коэффициент перекрытия: = b2 · s
ZE – коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; для стальных колес ZE = 190;
ZH – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
где αt – делительный угол профиля в торцовом сечении: αt = α = 20°;
b – основной угол наклона для косозубой передачи: b = arcs
αt – угол зацепления для косозубой передачи без смещения:tg αtw = tg α cos ;
Z – коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач при ≥ 1
α – коэффициент торцового перекрытия:
α = [188 – 32 (1 z1 ± 1 z2)] cos = 1466.
V = d1n260 = 314 50926 519742 60 = 139 мс;
Для данной скорости колес степень точности 9-я тогда g0=73; Н=002;
Определим процент недогрузки:
Условие прочности выполняется. По принятым в машиностроении нормам допускаются отклонения +5 % (перегрузка) и –10% (недогрузка).
1.6 Проверочный расчет передачи на изгибную усталость
Расчетом определяется напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев необходимая для предотвращения их усталостного излома устанавливают сопоставлением расчетного напряжения от изгиба и допускаемого напряжения: F ≤ FP.
Расчетное местное напряжение при изгибе [1 с.52]:
где KF – коэффициент нагрузки: KF = KА · KFv · KF · KFα;
KFv – коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку возникающую в зацеплении до зоны резонанса
где Fv – удельная окружная динамическая сила Нмм
F – коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [1табл. 5.7];
KF – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий принимают в зависимости от параметра bd по графику [1 рис. 5.4];
KFα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями [1 табл. 5.9];
YFS – коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений [1 рис. 5.5].
Для определения менее прочного звена необходимо рассчитать отношение FPYFS проверку производить по тому из колес пары у которого это отношение меньше;
Y – коэффициент учитывающий наклон зуба; для косозубых передач
Y – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев; для косозубых передач при ≥ 1: Y= 1 α;
при 1: Y = 02 + 08 α;
F=006; g0=73; V=139 мс;
Y =1 – 3023129°140° = 0784 > 07;
Определим эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
Следовательно YFS 1 = 376; YFS 2 = 36 [1 рис. 5.5].
Определим отношение FP YFS:
FP 1 YFS 1 = 26765 376 = 7118;
FP 2 YFS 2 = 23675 36 = 6576.
Расчет по изгибным напряжениям ведем для колеса так как FP2YFS2FP 1YFS1:
Условие прочности выполняется значение F2 значительно меньше FP2 однако это нельзя рассматривать как недогрузку передачи так как основным критерием работоспособности данной передачи является контактная усталость.
2 Расчёт клиноремённой передачи
При крутящем моменте на ведомом шкиве T2=43548 Нм по [1 табл. 9.2] выбираем ремень сечения В (Б) для которого площадь сечения А=138 мм2 (bp = 14 мм; h = 105 мм b0=17 мм Dmin=125 мм). Диаметр меньшего шкива определяем по эмпирической формуле [4 с.130]:
Так как не рекомендуется применение шкивов с Dmin для уменьшения величины напряжений изгиба снижающих долговечность ремня выбираются шкивы с диаметрами D1 > Dmin. Принимаем D1 = 140 мм.
Определим диаметр ведомого шкива [4 c.120] (=001):
D2 = D1uрем(1-) = 140184099 = 255 мм.
Округляем до стандартного значения и принимаем D2 = 250 мм.
Фактическое передаточное число с учетом коэффициента упругого скольжения = 001[1 c 114]:
Отклонение от заданного значения [1 c.114]:
что допустимо. Рекомендуют Δu 4 %.
Скорость ремня [1 c.114]:
Выбираем межосевое расстояние из рекомендуемого промежутка [1 c.114]:
(D1+D2) ≤ a ≤ 2(D1+D2);
принимаем a = 400 мм.
Расчётная длина ремня [1 c.114]:
Стандартная ближайшая длина Lp = 1400 мм [1 табл. 9.2].
Уточняем межосевое расстояние для выбранной длины ремня [1 c.115]:
Минимальное межосевое расстояние при надевании ремня [1 c.115]:
аmin = а – 0015Lp = 38997 – 00151400 = 36897 мм.
Максимальное межосевое расстояние для компенсации вытяжки ремня в процессе работы:
аmax = а + 003Lp = 38997 + 0031400 = 43197 мм.
Угол охвата на малом шкиве:
Условие α > 120 выполняется.
Ft = 1000P1V1 = 10002526997 = 360154 Н.
Частота пробега ремня:
= V1Lp = 699714 = 4998 c-1.
Условие ≤ 10 с-1 выполняется.
Исходное удельное окружное усилие K0 определяем по [1 табл. 9.4] по значению касательного напряжения в ремне (при ≤ 5 c–1 0 = 15 МПа):
Допускаемое удельное окружное усилие
где С1 С2 С3 – поправочные коэффициенты:
С1 – коэффициент угла обхвата [1 табл. 9.5]: C1 = 096;
С2 – коэффициент скорости [1 табл. 9.6]: C2 = 1;
С3 – коэффициент режима работы [1 табл. 9.7]: C3 = 1.
K = 167 096 1 1 = 1603 МПа.
Необходимое число ремней [1 c.118]:
Сила действующая на валы:
Fв = 20Azsin(α2) = 2151382sin(163922) = 81986 H.
Расчётная долговечность ремня:
где N – временной предел выносливости (для клиновых ремней принимаем N= = 9 МПа);
K1 – коэффициент учитывающий влияние передаточного числа u на долговечность ремня в зависимости от напряжения изгиба (при u =
= 1; 126; 141; 2; 4 K1 = 1; 13; 14; 17; 19 соответственно): K1 = 17;
K2 – коэффициент учитывающий режим работы передачи (при
постоянной нагрузке K2 = 1; при переменной нагрузке K2 = 18): K2 = 1;
max – максимальное напряжение в цикле для ремней:
max = 0 + t 2 + u + ц
где 0 – напряжение в ремне от силы предварительного натяжения (при ≤ 5 c–1 0 = 15 МПа);
t 2 = Ft 2A – напряжение от окружного усилия;
u = Eu Dm Eu – модуль упругости ремня при изгибе: Eu = 80 – 140 МПа
для прорезиненных ремней; Dm
ц = ρV2 10–6 – напряжение от центробежных сил (ρ = 1250–1500 кгм3 для прорезиненных ремней; ρ = 600–1200 кгм3 для синтетических ремней);
m – показатель степени (для клиновых ремней m = 8).
Определяем максимальное напряжение в ремне:
Ширина обода шкива (e=19 f=125 [1 табл. 9.3]):
M = (z – 1) e + 2f = (2 – 1) 19 + 2 · 125 = 44 мм.
3 Расчёт передач на ЭВМ
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ
Исходные данные: T2=43548 Н·м; T3=16728 Н·м.
1 Расчёт ведущего вала привода
Вращающий момент на ведущем валу (шестерня выполнена заодно целое с валом) T2 = 43548 Нмм. Допускаемое напряжение на кручение примем [k] = =25 МПа. Это невысокое значение принято с учетом того что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи.
Определим диаметр выходного конца вала [4 c.161]:
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dв1=21мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dп1=25 мм. Конструктивно вал будет выглядеть как показано на рисунке 4.1.
Рис. 4.1 – Ведущий вал (вал-шестерня).
2 Расчёт ведомого вала
Допускаемое напряжение на кручение [k] =20 МПа. Определим диаметр выходного конца ведомого вала:
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dв2=35мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2=40 мм. Конструктивно вал будет выглядеть как показано на рисунке 4.2.
Рис. 4.2 – Ведомый вал (тихоходный).
Определим диаметр ступицы зубчатого колеса:
Принимаем dст2=68 мм.
Определим длину ступицы зубчатого колеса:
ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТ
По условию задания выбираем цепную муфту.
В цепных муфтах полумуфтами служат звездочки «1» и «2» в качестве соединительного элемента применяют цепи «3» роликовые однородные (рис. 5.1) двухрядные а также зубчатые. Достоинство цепных муфт: при монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов.
Для удержания смазочного материала муфту закрывают кожухом «4» «5» разъемным в осевой плоскости. Чтобы предотвратить утечку масла в кожух встраивают уплотнения «7». Кожух обычно выполняют литым из лёгких сплавов. При его сборке между плоскостями разъема ставят уплотняющую прокладку «8». Так как вследствие отклонений от соосности валов звездочки-полумуфты имеют радиальные и угловые смещения кожух надевают на ступицы звездочек с некоторым зазором. Чтобы кожух вращался вместе со звездочками его фиксируют на ступице установочным винтом или штифтом «6» который одновременно удерживает кожух от смещения в осевом направлении.
За счет выборки зазоров цепные муфты допускают перекос γ валов а также радиальное смещение Δ зависящие от передавшего момента.
Для приближённого расчета вращающего момента Тp нагружающего муфту в приводе используют следующую зависимость:
где Тн – номинальный длительно действующий момент: Tн=16728 ;
K – коэффициент режима работы: K=12 [3 c. 345];
Т – номинальный вращающий момент.
По [3 c. 348 табл. 15.1] примем муфту с T=250 Тогда примем диметр d=35 мм что совпадает с ранее выбранным диаметром выходного конца тихоходного вала dв2=35; длину цилиндрического участка lцикл=58 мм.
В таблице 5.1 приведены размеры и параметры выбранной цепной муфты по [3 c. 348 табл. 15.1].
Таблица 5.1 – Размеры и параметры цепной муфты
Частота вращения n мин-1 не более
Смещение осей валов не более
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
В связи с тем что в зацеплении осевые усилия от каждого полушеврона компенсируют друг друга примем роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой узкой серии для ведущего вала [4 c. 397 табл. П5] и шарикоподшипники радиальные лёгкой серии для вала зубчатого колеса [4 c. 392 табл. П3].
В таблице 6.1 приведены основные параметры выбранных подшипников.
Таблица 6.1 – Основные параметры подшипников
Условные обозначения подшипников
КОМПОНОВОЧНАЯ СХЕМА И ВЫБОР СПОСОБА СМАЗЫВАНИЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ
1 Первый этап компоновки редуктора
Компоновочных чертёж выполняем в одной проекции – разрез по оси колеса; выбираем масштаб 1:1 чертим тонкими линиями на миллиметровой бумаге формата А1.
Примерно посередине листа параллельно его короткой стороне проводим осевую линию; вторую осевую параллельную первой проводим на расстоянии aw=125 мм. Затем проводим горизонтальную осевую линию по центру листа.
Вычерчиваем шестерню и зубчатое колесо.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса принимая зазор между стенкой и зубчатым колесом и между стенкой и ступицей зубчатого колеса X~8-10 мм.
Вычерчиваем подшипники ведомого вала углубленно на X1=5 мм. Центры подшипников ведущего вала располагаются на одной линии с центрами подшипников ведомого вала. По компоновочной схеме определяем расстояния Lб и Lт между точками приложения реакций подшипников валов а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии Lоп и Lм от реакции смежного подшипника
Пример компоновочной схемы редуктора изображён на рис. 7.1.
2 Выбор способа смазывания передач и подшипников
Смазывание зацепления и подшипников производится окунанием колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружения колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=025252= 063 л. По [4 c. 253 табл. 10.8] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H=3229 МПа и скорости скольжения vs=255 мс рекомендуемая вязкость
Рис. 7.1 – Компоновочная схема цилиндрического одноступенчатого редуктора
масла должна быть приблизительно равна 28 ·10-6 м2с. По [4 c. 253 табл. 10.10] примем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
3 Определение размеров корпусных деталей
Определим толщину стенок основания корпуса:
где aw – межосевое расстояние.
Определим толщину крышки:
Определим толщину фланцев (поясов) корпуса и крышки:
Определим толщину нижнего пояса корпуса без бобышек:
Определим диаметры болтов [4 c. 241 табл. 10.2]:
Примем болт с резьбой М18.
-крепящих крышку к корпусу у подшипников:
Примем болт с резьбой М14.
-Соединяющих основание корпуса с крышкой:
Примем болт с резьбой М10.
4 Определение размеров шевронного зубчатого колеса
Определим диаметр ступицы шевронного зубчатого колеса:
Определим длину ступицы шевронного зубчатого колеса:
где а – ширина конавки для выхода червяной фрезы (для модуля m=2 а=32)
b2.- ширина обода колеса: b2=625.
Определим толщину диска шевронного зубчатого колеса:
С=(03 035)(b2+а)=2835 33075 мм.
Толщина обода колеса:
S=22m+005(b2+a)=9125 мм.
Глубина канавки для выхода червячной фрезы:
РАСЧЕТ ВАЛОВ ПО ЭКВИВАЛЕНТНОМУ МОМЕНТУ
Силы в зацеплении на колесе и шестерне(рис. 8.1):
Ft1 = Ft2 = 1680581 Н;
Осевые силы в зацеплении отсутствуют. Направления сил представлены на рис. 8.1; опоры воспринимающие внешние осевые силы обозначены цифрами «1» и «4».
1 Ведущий вал-шестерня
Определение реакций опор. Левую опору обозначим «А» правую «В» центр шестерни – «С».
Рассмотрим горизонтальную плоскость (плоскость xz).
Определим реакции опор:
Определим изгибающие моменты:
Рассмотрим вертикальную плоскость (плоскость yz).
Рис. 8.1 – Силы в зацеплении
следовательно реакции найдены правильно.
Определение суммарных и эквивалентных моментов.
Определяем суммарные изгибающие момент:
Момент кручения действующий на ведущий вал:
Определяем эквивалентные моменты:
По рассчитанным данным строим эпюры сил и моментов ведущего вала (рис. 8.2.).
По эквивалентным моментам определяем диаметр вала под подшипниками:
где Мэкв(A) – эквивалентный момент на опоре А;
[] – допустимое напряжение при изгибе: []=50 МПа.
что меньше выбранного ранее диаметра dп1=25 следовательно выбранный диаметр вала соответствует по прочности.
Рис. 8.2 – Эпюры моментов ведущего вала
Определение реакций опор. Левую опору обозначим «А» правую «В» точку приложения окружной и радиальной сил «С».
Силу действующую на выходной конец вала зубчатого колеса примем в соответствии с рекомендациями ГОСТ Р 50891-96:
где Т3 – момент на ведомом валу редуктора.
Момент кручения действующий на ведомый вал:
По рассчитанным данным строим эпюры сил и моментов ведомого вала (рис. 8.3.).
что меньше выбранного ранее диаметра dп2=40 следовательно выбранный диаметр вала соответствует по прочности.
Рис. 8.3 – Реакции опор и эпюры моментов на ведомом валу
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЬЁМНОСТИ
Проверочный расчёт предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной базовой долговечности L10h ч с требуемой Lh ч по условию L10h ≥ Lh. Требуемая долговечность подшипников определяется сроком службы редуктора (Lh = 20000 ч). Базовая долговечность L10h определяется по формуле:
где Rэкв – эквивалентная динамическая нагрузка:
где X – коэффициент радиальной нагрузки: X=1 [4 c.212];
V – коэффициент вращения: V=1 [4 c.212];
Y – коэффициент осевой нагрузки: Y=0 [4 c.212];
Кб – коэффициент безопасности: Кб=14 [4 c.214];
Кт – температурный коэффициент: Кт=1 [4 c.214];
Rr – радиальная нагрузка подшипника: Rr=R – суммарная реакция подшипников;
Ra – осевая нагрузка подшипника: Ra=Fa=0.
Cr – динамическая грузоподъёмность подшипника (табл. 6.1);
n – частота вращения соответствующего вала;
m – показатель степени: m=3 для шариковых подшипников m=333 для роликовых подшипников.
1 Проверочный расчет подшипников на ведущем валу
На рисунке 9.1 представлена схема нагружения подшипников на ведущем валу.
Определим радиальные нагрузки подшипников «1» и «2» (рис. 9.1 рис. 8.2):
Рис. 9.1 – Схема нагружения подшипников на ведущем валу
Определим эквивалентную нагрузку (выбираем большую радиальную нагрузку из двух):
Долговечность подшипников (на ведущем валу устанавливаются роликовые подшипники 2205 для которых m=333 частота вращения n=519742 мин-1 Cr=168 из табл. 6.1):
Следовательно намеченный подшипник 2205 подходит.
2 Проверочный расчет подшипников на ведомом валу
На рисунке 9.2 представлена схема нагружения подшипников на ведомом валу.
Рис. 9.2 – Схема нагружения подшипников на ведомо валу
Определим радиальные нагрузки подшипников «1» и «2» (рис. 9.2 рис. 8.3):
Долговечность подшипников (на ведущем валу устанавливаются шариковые подшипники 208 для которых m=3 частота вращения n=129936 мин-1 Cr=32 из табл. 6.1):
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78.
1 Шпонки ведущего вала
Материал шпонки – чугун марки СЧ20. Допускаемое напряжение смятия для чугуна [см]=90 МПа. Вращающий момент Т2=43548 Н·м.
По [3 c. 488 табл. 19.11] для диаметра вала d=21 мм: b=60 мм h=60 мм t1=35 мм. Длина шпонки l=32 мм.
Расчетные напряжение смятия:
что меньше [см]=90 МПа для чугуна. Условие выполнено.
2 Шпонки ведомого вала
Шпонка под зубчатым колесом. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Допускаемое напряжение смятия для стали [см]=140 МПа. Вращающий момент Т3=16728 Н·м.
По [3 c. 488 табл. 19.11] для диаметра вала d=45 мм: b=14 мм h=9 мм t1=55 мм. Длина шпонки l=80 мм.
что меньше [см]=140 МПа для стали. Условие выполнено.
Шпонка под муфтой. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Допускаемое напряжение смятия для стали [см]=140 МПа. Вращающий момент Т3=16728 Н·м.
По [3 c. 488 табл. 19.11] для диаметра вала d=35 мм: b=10 мм h=8 мм t1=5 мм. Длина шпонки l=45 мм.
НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТЕЙ ВЫБОР СТЕПЕНЕЙ ТОЧНОСТИ И НАЗНАЧЕНИЕ ДОПУСКОВ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ
1 Посадки и предельные отклонения размеров
Номинальным размером называют размер изделия полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров.
Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными размерами разность которых образует допуск. Зону между наибольшими и наименьшими предельными размерами называют полем допуска.
К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Характер соединения деталей называют посадкой. Посадки могут обеспечить в соединении зазор S или натяг N. Переходные посадки могут иметь или зазор или натяг; они характеризуются наибольшим зазором Smax и наибольшим Nmax.
Деталь у которой положение поля допуска остается без изменения и не зависит от вида посадки называют основной деталью системы.
Основные отклонения обозначают буквами латинского алфавита: для отверстий – прописными А В С и т.д.; для валов – строчными а b c и т.д. Преимущественно назначают посадки в системе отверстия с основным отверстием H у которого EI=0.
Для посадок с зазором рекомендуют применять неосновные валы f g h; для переходных посадок – js k m n; для посадок с натягом – p r s.
Посадки обозначают комбинациями условных обозначений полей допусков. Например означает соединение двух деталей с номинальным диаметром 40 мм обработанный по полям допуска H7 и f7 в системе отверстия. Цифры означают номер квалитета. Та же посадка в системе вала обозначается
При назначении посадок следует пользоваться такими рекомендациями: при неодинаковых допусках отверстия и вала больший допуск должен быть у отверстия например ; допуски отверстия и вала могут отличаться не более чем на два квалитета.
2 Предельные отклонения формы и расположения поверхностей
Погрешности формы и расположения поверхностей возникают при обработке деталей вследствие деформаций оборудования инструмента и деталей неоднородности материала заготовки и других причин.
Допуски формы и расположения поверхностей указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2.308-79. Эти обозначения состоят из графического символа обозначающего вид допуска (табл. 11.1) числового значения допуска в миллиметрах и буквенного обозначения. На чертежах условное обозначение указывают в прямоугольных рамках.
С элементом к которому относится допуск рамку соединяют сплошной тонкой линией оканчивающейся стрелкой; эту линию называют соединительной.
Базы обозначают зачерненными равносторонним треугольником высота которого равна высоте размерных чисел.
3 Шероховатости поверхностей
ГОСТ 2789-73 устанавливает следующие параметры шероховатости поверхностей: Ra – среднее арифметическое отклонение профиля; Rz – высота неровностей профиля по десяти точкам; Rmax – наибольшая высота неровностей
Таблица 11.1 – Знаки условного обозначения отклонений формы и расположения поверхностей
Допуск прямолинейности
Допуск плоскостности
Допуск цилиндричности
Допуск профиля продольного сечения
Допуск параллельности
Допуск перпендикулярности
Допуск симметричности
Допуск пересечения осей
Суммарные допуски формы и расположения
Допуск радиального биения
Допуск торцового биения
Допуск биения в заданном направлении
Продолжение таблицы 11.1
Допуск полного радиального биения
Допуск полного торцового биения
Допуск формы заданного профиля
профиля; tp – относительная опорная длина профиля где p – числовое значение уровня сечения профиля.
Параметр Rz является основным для деталей в машиностроении. параметр Rz следует назначать на несопрягаемые обработанные поверхности а также на поверхности получаемые литьем ковкой и др.
В обозначении шероховатости поверхности вид обработки которой конструктором не устанавливается применяют знак по рис. 11.1 а.
В обозначении шероховатости поверхности которая должна быть образована удалением слоя материала: точением фрезерованием сверлением шлифованием и т. д. применяют знак по рис. 11.1 б.
В обозначении шероховатости поверхности которая должна быть образована без удаления слоя материала например литьем ковкой штамповкой и т. п. а также поверхности не обрабатываемые по данному чертежу (сохраняемые в состоянии поставки) применяют знак по рис. 11.1 в.
Обозначение шероховатости поверхностей на изображении детали располагают на линиях контура на выносных линиях в непосредственной близости от размерной линии или на полках линий-выносок при недостатке места – на размерной линии или на ее продолжении. Эти обозначения лучше располагать в верхних участках изображения детали где они лучше читаются.
Предпочтительно нормировать параметр Ra. Числовые значение параметра шероховатости Ra нужно принимать в соответствии с ГОСТ 2789-73. При выполнении учебных эскизов и чертежей рекомендуются следующие значения этого параметра: 50; 25; 125 63; 32; 16; 08; 04 мкм.
Обозначение преобладающей шероховатости обычно наиболее грубой показывают в правом верхнем углу поля чертежа.
Примеры обозначения шероховатости поверхностей в зависимости от их конструктивного назначения приведены в табл. 11.2.
Таблица 11.2 - Примерное значение шероховатости поверхности в зависимости от ее конструктивного назначения
Поверхности заготовок (литых штампованных кованых) состоянии поставки не прошедшие механической обработки и не определяемые данным чертежом
Нерабочие торцы валов отверстия под болты опорные поверхности станин кронштейнов кожухов
Канавки фаски галтели на валах и колесах нерабочие поверхности зубчатых колес и шпоночных пазов на валах опорные поверхности под головки болтов (гаек) боковая поверхность витков резьбы
грубого класса точности
Рабочие поверхности шпоночных пазов на валах и нерабочие колес торцы ступиц зубчатых и червячных колес не центрирующие поверхности шлицев на валах и в отверстиях колес рабочие поверхности шкивов ременных передач зубьев звездочек цепных передач боковая поверхность витков резьбы среднего класса точности поверхности стыка корпуса и крышки редуктора
Запорные поверхности пробковых кранов боковые профили зубьев зубчатых колес гнезда подшипников в корпусах торцы заплечиков валов для базирования подшипников и зубчатых колес рабочие поверхности шпоночных пазов в отверстиях колес центрирующие поверхности шлицев на валах и в отверстиях колес
Посадочные поверхности валов и отверстий витки червяков боковые поверхности шлицев в отверстиях колес
Поверхности валов под резиновые манжеты
Поверхности цилиндров поршневых машин гидроцилиндров
РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ВЫНОСЛИВОТЬ
Примем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдается при s ≥ [s].
Будем производит расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал вала тот же что и для шестерни т.е. сталь 45 термическая обработка улучшение.
По [4 c. 34 табл. 3.3] при диаметре до 90 мм. (в нашем случае da1=55 мм) среднее значение в=780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Ведущий вал проверяется под подшипниками. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
По [4 с. 166 табл. 8.7] .
Сталь легированная поэтому принимаем =025 и =01[4 c. 163-166].
Пользуясь эпюрами (рис. 8.2) определим изгибающий момент:
Определим осевой момент сопротивления:
где d – диаметр вала под подшипником.
Определим амплитуду нормальных напряжений:
Определим полярный момент сопротивления:
Определим амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
где T2 – момент на ведущем валу редуктора.
Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Определим результирующий коэффициент запаса прочности для сечения под подшипником:
что больше [s]=25. Условие выполнено.
Материал вала – сталь 45 нормализованная.
По [4 c. 34 табл. 3.3] при диаметре до 90 мм. среднее значение в=570 МПа.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (d=45 мм.).
По [4 с. 165 табл. 8.5] .
По [4 с. 166 табл. 8.8] .
Сталь обычная поэтому принимаем =02 и =01 [4 c. 163-166].
Пользуясь эпюрами (рис. 8.3.) определим изгибающий момент в сечении под зубчатым колесом:
Определим момент сопротивления кручения при d=45 мм b=14 мм t1=55 мм по [4 c. 165 табл. 8.5]:
Определим момент сопротивления изгибу по [4 c. 165 табл. 8.5]:
где T3 – момент на ведомом валу редуктора.
Определим амплитуду нормальных напряжений изгиба:
Определим результирующий коэффициент запаса прочности для сечения под колесом:
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
Сталь обычная поэтому принимаем =02 и =01[4 c. 163-166].
Пользуясь эпюрами (рис. 8.3) определим изгибающий момент:
Определим результирующий коэффициент запаса прочности для сечения под подшипником ведомого вала:
ОПИСАНИЕ СБОРКИ РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того что на ведущий вал надевают роликоподшипники предварительно нагрев их в масле до 80-100оС. В ведомый вал закладывают шпонку 14х9х80 и напресовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка корпуса и крышки спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов затягивают болты крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку ставят крышки подшипников
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.
Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку устанавливают шкив и закрепляют его шлицевой гайкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и фонарный маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
РЕГУЛИРОВКА ПОДШИПНИКОВ И ЗАЦЕПЛЕНИЙ
Регулировку подшипников производят набором тонких металлических прокладок (указанные на сборочном чертеже под цифрами «18» и «35» устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.
После сборки передачу контролируют и регулируют радиальное биение зубчатого колеса площадь контакта зубьев зацепляющихся зубчатых колес и боковой зазор в зацеплении. Для проверки пятна контакта один из элементов зубчатого зацепления (обычно меньшее колесо или червяк) смазывают тонким слоем краски и медленно проворачивают его на несколько оборотов. Смещение пятна контакта говорит об уменьшенном или увеличенном межосевом расстоянии перекосе осей. В зависимости от степени точности зубчатого колеса и его типа пятно контакта должно быть не менее 30—75% по высоте зуба и 30—95% по длине зуба. Большие площади контакта соответствуют более точным зубчатым колесам.
Николаенко В.Л. Шпилевский В.И. Калина А.А. Анохин В.М. Прикладная механика: курсовое проектирование: Учеб. пособие Под редакцией А. Т. Скойбеды. – Минск: БНТУ 2010. - 177 с.
Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность: ГОСТ 21354–87. – М.: Изд-во стандартов 1987.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования. – 5-е издание дополн. – М.: Машиностроение 2004. - 560 с.: ил.
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. Ицкович Г.М. Козинцев В.П. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. специальностей техникумов. – 2-е издание перераб. и дополн. – М.: Машиностроение 1988. - 416 с.: ил.
Скойбеда А.Т. Анохин В.М. Бондаренко А.Г. Детали машин. Курсовое проектирование: методические указания по оформлению пояснительной записки курсового проекта (работы) . – Минск: БНТУ 2007. - 83 с.

деталировка колесо.cdw

Гр. II. 240 НВ ГОСТ 8429-70.
степень сложности - С1
Неуказанные радиусы скругления 3 8 мм.
Межосевое расстояние
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

эпюры ведомый вал.frw