Проектирование привода ленточного конвейера

soderzhanie.docx

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ8
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТЕЙ И ПЕРЕДАВАЕМЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ10
1 Расчет конической передачи первой ступени12
2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи второй ступени22
3 Расчет цилиндрической прямозубой передачи третьей ступени32
4 Расчет цепной передачи42
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ47
ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ49
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ51
КОМПОНОВОЧНАЯ СХЕМА И ВЫБОР СПОСОБА СМАЗЫВАНИЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ52
РАСЧЕТ ВАЛОВ В ОПАСНЫХ СЕЧЕНИЯХ (ПО ЭКИВИВАЛЕНТНОМУ МОМЕНТУ)54
1 Общие параметры расчета нагружения валов54
2 Расчет быстроходного вала55
3 Расчет первого промежуточного вала59
4 Расчет второго промежуточного вала63
5 Расчет тихоходного вала67
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ71
1 Расчет подшипников быстроходного вала71
2 Расчет подшипников первого промежуточного вала74
3 Расчет подшипников второго промежуточного вала77
4 Расчет подшипников тихоходного вала79
ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ81
РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ83
1 Расчет быстроходного вала83
2 Расчет первого промежуточного вала85
3 Расчет второго промежуточного вала87
4 Расчет тихоходного вала89
НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ШЕРОХОВАТОСТЕЙ ПОВЕРХНОСТЕЙ ВЫБОР СТЕПЕНИ ТОЧНОСТИ И НАЗНАЧЕНИЕ ДОПУСКОВ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ91
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ93
СБОРКА РЕДУКТОРА РЕГУЛИРОВКА ПОДШИПНИКОВ И ЗАЦЕПЛЕНИЙ96
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ99

zapiska.docx

Задачей курсового проекта является: разработать привод изображенный на рисунке выше. Привод состоит из электродвигателя упругой компенсирующей муфты трехступенчатого коническо-цилиндрического редуктора цепной передачи и вала рабочего органа.
Редуктор (механический) – механизм передающий и преобразующий крутящий момент с одной или более механическими передачами. Основные характеристики редуктора:
передаточное отношение;
передаваемая мощность;
максимальные угловые скорости валов;
количество ведущих и ведомых валов;
тип и количество передач и ступеней.
Обычно редуктором называют устройство преобразующее высокую угловую скорость вращения входного вала в более низкую на выходном валу повышающее при этом вращающий момент. Редуктор который преобразует низкую скорость в более высокую обычно называется мультипликатором. Редуктор со ступенчатым изменением угловой скорости называется коробкой передач с бесступенчатым – вариатор.
Зубчатая передача – трехзвенный механизм в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару. Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называется шестерней с большим – колесом.
Зубчатые передачи предназначены для изменения угловых скоростей моментов и их направлений. Зубчатые передачи можно классифицировать по следующим признакам:
по окружной скорости колес (мс): весьма тихоходные тихоходные (05 3) среднеходные (3..15) и быстроходные (свыше 15);
по виду зацепления: эвольвентные круговинтовые системы Новикова циклоидальные применяемые в приборах и часах и др.;
по типу зубьев: прямые косые шевронные и с криволинейным зубом;
по взаимному расположению осей валов: с параллельными осями (цилиндрические) с пересекающимися осями (конические) и с перекрещивающимися осями (винтовые и гипоидные);
по твердости рабочих поверхностей зубьев: с твердостью до 350 НВ и свыше 350 НВ;
по точности: 12 степеней (для коробок скоростей и редукторов преимущественно 7 8 и 9-я степени точности иногда – 6-я).
При необходимости одностороннего вращения колес применяется внутреннее зацепление. Для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот используется реечная передача.
Достоинства зубчатых передач:
постоянство передаточного отношения;
отсутствие проскальзывания;
большая несущая способность при сравнительно малых габаритах и массе;
большая долговечность;
работа в обширном диапазоне режимов нагружения;
возможность передачи нагрузок достигающих 5·106 Нм при скоростях до 150 мс;
способность передавать энергию между валами как угодно расположенными в пространстве;
высокий КПД (до 0995);
сравнительно малые нагрузки на валы и опоры;
простота обслуживания и ухода.
Недостатки зубчатых передач:
высокие требования к точности изготовления колес и сборки;
необходимость повышенной жесткости корпусов валов и опор;
высокий уровень шума (особенно при больших частотах вращения и недостаточной точности);
низкая демпфирующая способность.
Наиболее широкое применение получило эвольвентное зубчатое зацепление позволяющее значительно увеличить несущую способность передач и повышать их качественные показатели за счет применения смещения и модификации профиля зубьев допускающее изменение межосевого расстояния без нарушения передаточного числа и полную взаимозаменяемость независимо от числа зубьев колес.
Конические передачи применяют в машинах и механизмах когда по условиям компоновки передача движения должна осуществляться между валами оси которых пересекаются. Наибольшее распространение получили ортогональные передачи с прямым межосевым углом.
Особенности конических колес по сравнению с цилиндрическими:
большие масса и габариты;
большая сложность изготовления колес и корпусов (т.к. необходимо дополнительно выдержать допуски на углы и конструкция передач должна позволять регулировку зазора в зацеплении и пятна контакта перемещением колес вдоль валов или вместе м ними а также точную и жесткую фиксацию их с тем чтобы вершины делительных конусов совпадали с точкой пересечения осей).
Чаще всего одно из конических колес располагается на консоли вала что вызывает увеличение концентрации нагрузки по длине зуба шестерни из-за прогиба вала. Поэтому несущая способность прямозубой конической передачи принимается равной 085 несущей способности эквивалентной цилиндрической передачи.
Термины определения и обозначения относящиеся к коническим зубчатым передачам приняты по ГОСТ 16530-83 и 19325-73.
Расчет основных геометрических параметров конической прямозубой передачи приведен в соответствии с ГОСТ 19624-74. Расчеты на прочность выполнены с использованием ГОСТ 21354-87. Необходимые для расчетов показатели точности колес и передач приняты по ГОСТ 1758-81. Исходный контур принят по ГОСТ 13754-81.
Прямозубые конические передачи рекомендуется использовать при средней скорости не выше 2 3 мс. Прямозубые передачи имеют низкую плавность зацепления и сравнительно малую прочность поэтому находят ограниченное применение.
Термины определения и обозначения цилиндрических зубчатых колес и передач регламентированы ГОСТ 16531-83; расчет геометрических параметров – ГОСТ 16532-70 (для передач внешнего зацепления) и ГОСТ 19274-73 (для передач внутреннего зацепления); исходный контур – ГОСТ 13754-81. Расчет передачи на прочность – ГОСТ 21354-87.
В цепных передачах вращение от одного вала к другому передается за счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим и ведомым звеньями (звездочками). Так как в цепных передачах нет проскальзывания среднее передаточное число постоянно. При гибкой связи допускаются значительные межосевые расстояния между звездочками. Одной цепью можно приводить в движение одновременно несколько звездочек. По сравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных условиях меньшие габариты более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы так как отсутствует необходимость в большом предварительном натяжении тягового органа.
Недостатки цепных передач:
значительная скорость изнашивания шарниров цепи вызывающего ее удлинение и нарушение правильности зацепления;
неравномерность движения цепи из-за геометрических особенностей ее зацепления с зубьями звездочек в результате чего появляются дополнительные динамические нагрузки;
необходимость обеспечения большей точности монтажа по сравнению с ременными передачами;
значительный шум при работе передачи.
Цепные передачи предназначены для передач мощностью обычно не более 100 кВт и могут работать как при малых так и при больших скоростях (до 35 мс). Передаточные числа не превышают 7.
Применение в машиностроении цепи по назначению подразделяются на приводные передающие энергию от ведущего вала к ведомому; тяговые применяемые в качестве тягового органа в конвейерах; грузовые используемые в грузовых машинах. Из всех типов приводных цепей наибольшее распространение имеют роликовые с числом рядов от одного до четырех втулочно одно- и двухрядные и зубчатые. Многорядные цепи применяют при тех же частотах вращения звездочек при которых используются и однорядные такого же типоразмера что позволяет уменьшить размеры передачи и снижать шум благодаря меньшему шагу цепи.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Определение требуемой мощности электродвигателя кВт:
– КПД муфты [1 с. 6 табл. 1.1];
– КПД пары подшипников [1 с. 6 табл. 1.1];
– КПД конической передачи [1 с. 6 табл. 1.1];
– КПД цепной передачи [1 с. 6 табл. 1.1];
– КПД цепной передачи [1 с. 6 табл. 1.1].
По [1 с. 417 табл. 24.9] принимаем двигатель: 160S8. Его номинальная мощность: 75 кВт. Асинхронная частота вращения: 727 мин-1. Диаметр вала электродвигателя: 48 мм.
Перегрузка электродвигателя составит:
что допустимо [1 с. 7].
Общее передаточное отношение привода составит:
Рекомендуемое передаточное отношение конической передачи [1 с. 7 табл. 1.2]:
Рекомендуемые передаточные отношения цилиндрических передач [1 с. 7 табл. 1.2]:
Рекомендуемое передаточное отношение цепной передачи [1 с. 7 табл. 1.2]:
Для уменьшения габаритных размеров цепной передачи примем предварительно передаточное число:
Тогда передаточное отношение редуктора составит:
Для конической передачи примем предварительно:
где – коэффициент ширины венца тихоходной ступени. Примем: . Тогда:
Принимаем по ГОСТ 12289-76 передаточное отношение конической передачи:
Тогда произведение передаточных чисел второй и третьей ступеней составит:
Для цилиндрической передачи второй ступени:
По ГОСТ 2185-66 принимаем окончательно передаточные числа передач редуктора:
Тогда передаточное число цепной передачи составит:
Определение частот вращения валов привода.
Вал электродвигателя:
Входной вал редуктора:
Первый промежуточный вал редуктора:
Второй промежуточный вал редуктора:
Выходной вал редуктора:
Вал рабочего органа:
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТЕЙ И ПЕРЕДАВАЕМЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ
Определение мощностей на валах.
Определение крутящих моментов на валах редуктора Нм:
Таблица 2.1 – Сводная таблица данных кинематического расчета
Первый промежуточный
Второй промежуточный
1 Расчет конической передачи первой ступени
Частота вращения ведущего вала передачи (см. табл. 2.1):
Частота вращения ведомого вала передачи (см. табл. 2.1):
Мощность на ведущем валу передачи (см. табл. 2.1):
Крутящий момент на ведущем валу передачи (см. табл. 2.1):
Крутящий момент на ведомом валу передачи (см. табл. 2.1):
Передаточное отношение передачи (см. табл. 2.1):
Рисунок 3.1.1 – Схема конического колеса
По [2 с. 271 табл. 10.15] приминаем следующие материалы.
Шестерня: сталь 40ХН ГОСТ 4543-71 HRC 52 термообработка – закалка ТВЧ.
Колесо: сталь 35ХМ ГОСТ 4543-71 HRC 50 термообработка – закалка ТВЧ.
Определение допускаемых контактных напряжений.
По рекомендации [2 с. 277] допускаемые контактные напряжения для расчета прямозубых и непрямозубых цилиндрических и конических передач определяются отдельно для шестерни и для колеса . При небольшой разнице твердостей шестерни и колеса за расчетное принимают меньшее из и по рекомендации [2 с. 278].
Допускаемые напряжения при расчете на контактную усталость активных поверхностей зубьев [2 с. 276 формула 10.27]:
где – предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев соответствующий базе испытаний [2 с. 278 табл. 10.16];
наименьший коэффициент запаса прочности выбирается по [2 с. 278 табл. 10.16]; для материалов с равнопрочной структурой (виды термообработки: нормализация улучшение и объемная закалка) принимается ; для материалов с неоднородной структурой (виды термообработки: поверхностная закалка азотирование цементация и нитроцементация с закалкой) – ;
коэффициент долговечности [2 с. 279 формула 10.28]:
– базовое число циклов перемен напряжения; принимается по [2 с. 279 рис. 10.41] в зависимости от твердости активных поверхностей зубьев;
для определения значения необходимо определить величину твердости в единицах НВ по графику [2 с. 277 рис. 10.40];
– эквивалентное число циклов перемен напряжения [2 с. 281]:
– коэффициент эквивалентности при расчете на контактную выносливость; при постоянной нагрузке ; при переменной нагрузке заданной типовым режимом этот коэффициент принимается по [2 с. 282 табл. 10.17]; при переменной нагрузке заданной циклограммой нагружения [2 с. 281]:
коэффициенты и определяются по циклограмме;
– расчетное число циклов перемены напряжений [2 с. 280 формула 10.29]:
– частота вращения того из колес по материалу которого определяется допускаемое напряжение в мин-1;
– число зацеплений зуба колеса за один оборот;
– расчетный срок службы передачи в часах:
– показатель степени [2 с. 279]; при принимается и ; при принимается ; значение коэффициента не может быть больше 26 при однородной структуре материала и 18 – при неоднородной;
– коэффициенты учитывающие влияние соответственно параметров шероховатости активных поверхностей зубьев окружной скорости вязкости смазочного материала и размеров колес; для предварительных расчетов ГОСТ 21354-87 рекомендует принимать [2 с. 277].
Определение допускаемых изгибных напряжений.
ГОСТ 21354-87 рекомендует для проектировочных расчетов определять допускаемые напряжения изгиба по уравнению [2 с. 281]:
где устанавливается опытным путем для отнулевого цикла в зависимости от вида термообработки [2 с. 278 табл. 10.16];
коэффициент долговечности [2 с.281]:
– базовое число циклов перемен напряжения [2 с. 281];
– коэффициент эквивалентности при расчете на изгибную выносливость; при постоянной нагрузке ; при переменной нагрузке заданной типовым режимом этот коэффициент принимается по [2 с. 282 табл. 10.17]; при переменной нагрузке заданной циклограммой нагружения [2 с. 281 с. 276 формула 10.25]:
– показатель наклона левой ветви кривой усталости [2 с. 276 и с. 282 табл. 10.17];
– расчетное число циклов перемены напряжений [2 с. 286 формула 10.25 и с. 281]:
– расчетный срок службы передачи в часах (см. выше).
Проектный расчет передачи.
Средний делительный диаметр шестерни [2 с. 265 формула 10.21]:
здесь – для колес с прямыми зубьями;
коэффициент ширины венца относительно диаметра шестерни [2 с. 265]:
коэффициент ширины венца относительно внешнего конусного расстояния [2 с. 265]:
по рекомендации[2 с. 265]:
угол делительного конуса шестерни предварительно [2 с. 256 табл. 10.13]:
коэффициент выбирается по [2 с. 263 рис. 10.35].
Рекомендуемая ширина венца [2 с. 267]:
Внешний делительный диаметр шестерни предварительно [2 с. 267]:
Внешний делительный диаметр колеса предварительно [2 с. 268]:
Принимаем окончательно:
Минимальное число зубьев шестерни (см. конспект):
Т.к. передача прямозубая то:
Минимальное значение внешнего окружного модуля (см. конспект):
Ближайшее большее значение по ГОСТ 9563-60 являющееся делителем 152:
Тогда число зубьев колеса составит:
Тогда число зубьев шестерни составит:
выполняется что допустимо.
Фактическое передаточное отношение:
Отклонение фактического передаточного отношения от номинального:
Фактическое значение передаточного числа не должно отличаться от номинального более чем на 25% при u≤45 и на 4% при u>45 (см. ГОСТ 2185-66 с. 2 табл. 2 прим. 3).
Уточненные углы делительных конусов [2 с. 254 табл. 10.12 п. 3]:
Внешний делительный диаметр шестерни:
Внешнее конусное расстояние:
Среднее конусное расстояние [2 с. 254 табл. 10.12 п. 6]:
Уточненный коэффициент ширины венца относительно внешнего конусного расстояния:
Уточненное значение коэффициента ширины венца относительно диаметра шестерни [2 с. 265]:
Средний окружной модуль [2 с. 254 табл. 10.12 п. 2]:
Коэффициент радиального зазора [2 с. 254 табл. 10.12]: .
Коэффициент высоты головки [2 с. 254 табл. 10.12]: .
Угол профиля [2 с. 254 табл. 10.12]: .
Средние делительные диаметры [2 с. 254 табл. 10.12]:
Эквивалентные числа зубьев колес [2 с. 254 табл. 10.12]:
Коэффициент торцового перекрытия [2 с. 256 табл. 10.13]:
Коэффициенты смещения для прямозубых принимаем по [ГОСТ 19624-74 с. 17 П2 табл. 1]:
Внешняя высота головки зуба [2 с. 255 табл. 10.12]:
Внешняя высота ножки зуба [2 с. 255 табл. 10.12]:
Окружная скорость передачи [2 с. 230]:
По [2 с. 211 табл. 10.4] принимаем степень точности передачи 8. Вид сопряжения колес – В [2 с. 213].
Расчет сил в зацеплении.
Окружная сила [2 с. 257]:
Радиальная сила на шестерне равная осевой на колесе [2 с. 257]:
Осевая сила на шестерне равная радиальной на колесе [2 с. 257]:
Расчет на контактную прочность.
Допускается недогрузкаперегрузка ±5% [2 с. 241].
Расчетное контактное напряжение [2 с. 262 формула 10.18]:
где – коэффициент учитывающий материалы колес [2 с. 234 табл. 10.10];
– коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев [2 с. 262];
– коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями [2 с. 265]:
– коэффициент приработки [2 с. 229]:
удельная окружная динамическая сила [2 с. 230]:
– коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев; принимается по [2 с. 230 табл. 10.7];
– коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; принимается по [2 с. 230 табл. 10.8];
Недогрузкаперегрузка по контактным напряжениям составляет:
Расчет на изгибную прочность.
Условие усталостной прочности по напряжениям изгиба [2 с. 267 формула 10.24]:
здесь и – коэффициенты формы зуба [2 с. 246 рис. 10.24];
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; принимается по [2 с. 263 рис. 10.35] в зависимости от величины [2 с. 246];
– коэффициент учитывающий внутреннюю динамику передачи; определяется в зависимости от окружной скорости степени точности по нормам плавности твердости рабочих поверхностей зубьев [2 с. 229-230]:
– удельная окружная динамическая сила [2 с. 230]:
– коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев; принимается по [2 с. 230];
– коэффициент учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса; принимается по [2 с. 230 табл. 10.8];
Прочность передачи обеспечена.
Расчет на прочность при действии кратковременных перегрузок [2 с. 269]:
Отношение – см. циклограмму нагружения.
Значения максимальных допускаемых напряжений и определяются по [2 с. 278 табл. 10.16] в зависимости от вида термообработки материала:
– предел текучести материала [2 с. 271 табл. 10.15].
принимаем минимальное значение:
Прочность передачи при действии кратковременных перегрузок обеспечена.
2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи второй ступени
Рисунок 3.2.1 – Схема цилиндрической передачи без смещения
Шестерня: сталь 40ХН ГОСТ 4543-71 HRC 50 термообработка – закалка ТВЧ.
Колесо: сталь 35ХМ ГОСТ 4543-71 HRC 48 термообработка – закалка ТВЧ.
– расчетный срок службы передачи в часах (см. выше);
Проектировочный расчет передачи.
Для предварительного определения геометрии закрытой цилиндрической передачи при не заданном межосевом расстоянии можно воспользоваться одним из двух вариантов: предварительно определить делительный диаметр шестерни [2 с. 239 формула 10.8] либо предварительно определить межосевое расстояние [2 с. 240 формула 10.9]. Т.к. межосевое расстояние лучше согласовать с ГОСТ 2185-66 то в качестве проектировочного расчета предварительно определим межосевое расстояние [2 с. 240 формула 10.9]:
где коэффициент определяется по [2 с. 234 табл. 10.10];
знак «+» принимается для внешнего зацепления; «–» – для внутреннего;
– коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния [2 с. 240]:
– коэффициент ширины венца относительно шестерни; принимается по [2 с. 239 табл. 10.11]; знак «+» принимается для внешнего зацепления; «–» – для внутреннего;
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; принимается по [2 с. 227 рис. 10.17] в зависимости от величины коэффициента .
принимаем по [2 с. 239 табл. 10.11 прим. 1 – 5]:
Расчет геометрии передачи.
Коэффициенты смещения для обоих колес будут приняты нулевыми:
Ширина венца [2 с. 240]:
Для выбора модуля передачи можно воспользоваться следующей эмпирической зависимостью [2 с. 241]:
Принимаем по ГОСТ 9563-60 величину модуля:
Сумма (для внутреннего зацепления – разность) число зубьев из формулы [2 с. 200 табл. 10.1 п.9]:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Угол главного профиля [2 с. 199]:
Делительные диаметры колес без смещения [2 с. 200 табл. 10.1 п. 10]:
Проверка межосевого расстояния:
Диаметры вершин зубьев колес без смещения:
Диаметры впадин зубьев колес без смещения:
Угол профиля [2 с. 200 табл. 10.1 п. 7]:
Угол зацепления равен углу профиля т.к. суммарное смещение равно нулю [2 с. 202 табл. 10.1 прим. 2]:
Основные диаметры колес [2 с. 201 табл. 10.1 п. 20]:
Углы профиля зуба в точках на окружностях вершин колес [2 с. 201 табл. 10.1 п. 20]:
Окружной шаг [2 с. 201 табл. 10.1 п. 24]:
Коэффициент торцового перекрытия [2 с. 231]:
здесь знак «+» используется для внешнего зацепления «–» – для внутреннего.
По [2 с. 211 табл. 10.4] принимаем степень точности передачи 9. Вид сопряжения колес – В [2 с. 213].
Проверочный расчет на контактную усталость активных поверхностей.
Критерий контактной прочности передачи [2 с. 238 формула 10.7]:
Значение принимается по [2 с. 234 табл. 10.10].
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий; принят для прямозубых передач [2 с. 238]:
Коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; принят для прямозубых передач [2 с. 238]:
Окружная сила в зацеплении [2 с. 238]:
Коэффициент нагрузки при расчете на контактную прочность [2 с. 222]:
где – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше);
– коэффициент учитывающий внутреннюю динамику передачи; определяется в зависимости от окружной скорости степени точности по нормам плавности твердости рабочих поверхностей зубьев [2 с. 229]:
– удельная окружная динамическая сила [2 с. 229]:
– коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями; определяется по [2 с. 231 табл. 10.9];
– коэффициент учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; принимается равным единице если в задании нет дополнительных условий.
Контактная прочность обеспечена.
Расчет на прочность при изгибе.
Критерий прочности зубьев при расчете на изгиб [2 с. 245 формула 10.11]:
Допускаемые напряжения и чаще всего различаются как и коэффициенты и поскольку они зависят от числа зубьев и коэффициента смещения. Поэтому проверку изгибной прочности следует проводить отдельно для шестерни и колеса. В уравнения нужно подставить меньшее из отношений и т.е. расчет производить по менее прочному зубу [2 с. 248].
– коэффициент учитывающий влияние формы зуба и концентрации напряжений; принимается по [2 с. 246 рис. 10.24] в зависимости от эквивалентного числа зубьев .
– эквивалентное число зубьев [2 с. 207]:
Т.к. угол наклона зуба равен нулю (передача прямозубая) то .
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; принимается по [2 с. 227 рис. 10.17] в зависимости от величины [2 с. 246].
– коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев; принимается по [2 с. 230].
– коэффициент учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса; принимается по [2 с. 230 табл. 10.8].
– коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых и косозубых передач при принимают [2 с. 246].
проверяем прочность зубьев шестерни;
Изгибная прочность зубьев обеспечена.
Окружная сила была рассчитана выше:
Радиальная сила [2 с. 235]:
3 Расчет цилиндрической прямозубой передачи третьей ступени
4 Расчет цепной передачи
Рисунок 3.4.1 – Схема цепной передачи
Расчет будет произведен по шаблону приведенному в [3 с. 152-154].
Рекомендуемое число зубьев малой звездочки [3 с. 148]:
Число зубьев большей звездочки [3 с. 148]:
Главный параметр передачи – шаг цепи [3 с. 149 формула 7.38]:
где – коэффициент эксплуатации [3 с. 149]:
– динамический коэффициент (при спокойной нагрузке равен единице; при ударной в зависимости от интенсивности ударов – от 125 до 25 [3 с. 149]);
– коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния (про a=(30 50)t его принимают равным единице; при увеличении а значение коэффициента снижается на 01 на каждые 20t; при принимают [3 с. 150]);
– коэффициент учитывающий наклон передачи (при наклоне до 600 принимают ; при наклоне свыше 600 – ; при автоматическом регулировании натяжения цепи принимают при любом наклоне [3 с. 150]);
– коэффициент учитывающий способ регулировки натяжения цепи (при автоматическом регулировании натяжения цепи ; при периодическом – [3 с. 150]);
– коэффициент учитывающий способ смазывания цепи (при картерном смазывании – ; при непрерывном – ; при периодическом – [3 с. 150]);
– коэффициент учитывающий периодичность работы (при односменной работе – ; при двухсменной – ; при трехсменной – [3 с. 150]);
– допускаемое давление в шарнирах цепи (зависит от частоты вращения ведущей звездочки и шага цепи; т.к. изначально шаг цепи не известен то значение изначально будет определено через среднее арифметическое всех значений по заданной частоте; для двухрядных цепей значение уменьшают на 15%; при табличное значение умножают на коэффициент [3 с. 150 табл. 7.18]);
– коэффициент учитывающий число зубьев [3 с. 150 табл. 7.18 прим. 1]:
– число рядов цепи [3 с. 149].
По [3 с. 147 табл. 7.15] принимаем ближайшее большее значение:
Максимальная частота вращения меньшей звездочки для такого шага [3 с. 149 табл. 7.17]:
Т.к. частота вращения вала ведущей звездочки:
то условие выполнено.
По [3 с. 150 табл. 7.18] определим допускаемое давление в шарнирах цепи.
следует отметить что значение МПа было определено методом линейной интерполяции по данным [3 с. 150 табл. 7.18].
Расчетное давление в шарнирах цепи [3 с. 150 формула 7.39]:
здесь – окружная сила [3 с. 153]:
– скорость цепи [3 с. 149]:
– проекция опорной поверхности шарнира [3 с. 147 табл. 7.15].
Условие выполняется.
Число звеньев цепи [3 с. 148 формула 7.36]:
здесь – суммарное число звеньев цепи [3 с. 148]:
– межосевое расстояние выраженное в шагах (предварительно принимаем) [3 с. 148]:
– поправка [3 с. 148]:
По рекомендации [3 с. 149] округляем до целого четного числа:
Тогда межосевое расстояние составит [3 с. 149 формула 7.37]:
Для свободного провисания цепи предусматривают возможность уменьшения межосевого расстояния на 02-04% [3 с. 149]:
Коэффициент запаса прочности [3 с. 151 формула 7.40]:
где – сила разрушающая цепь [3 с. 147 табл. 7.15];
– центробежная сила [3 с. 151]:
– удельная масса цепи [3 с. 147 табл. 7.15];
– сила от провисания цепи [3 с. 151]:
– коэффициент учитывающий расположение цепи; при горизонтальном расположении: ; при наклоне 450 – ; при вертикальном – .
Расчетный коэффициент запаса прочности s должен удовлетворять условию [3 с. 151]:
где – нормативный коэффициент [3 с. 151 табл. 7.19].
Т.к. условие выполняется то прочность цепи обеспечена.
Расчетная нагрузка на валы [3 с. 154]:
Далее необходимо определить геометрические параметры звездочек.
Делительные диаметры звездочек [3 с. 148 формула 7.34]:
Наружные диаметры звездочек [3 с. 148 формула 7.35]:
здесь – определяется по рекомендации [3 с. 148]:
– диаметр ролика [3 с. 147 табл. 7.15].
Радиус впадин зубьев [4 с. 37 табл. 3.5.1 п. 6]:
где – диаметр ролика [4 с. 32-22 табл. 3.1.1] и [3 с. 147 табл. 7.15].
Диаметр окружности впадин [4 с. 37 табл. 3.5.1 п. 7]:
Радиус закругления профиля зуба [4 с. 38 табл. 3.53 п. 5 рис. 3.5.3]:
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений [4 с. 38 табл. 3.53 п. 6 рис. 3.5.3]:
Ширина зуба звездочки [4 с. 38 табл. 3.53 п. 9 рис. 3.5.3]:
где – ширина ролика [4 с. 32-22 табл. 3.1.1] и [3 с. 147 табл. 7.15].
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ
Предварительные значения диаметров выходных концов быстроходных и тихоходных валов а также диаметров под подшипником на промежуточных валах определяют по формуле [5 с. 26 формула 3.1]:
здесь Т – крутящий момент на валу;
Входной вал редуктора.
Принимаем под полумуфту короткий конический конец вала диаметра 30 мм по ГОСТ 12081.
Диаметр под манжету можно принять равным диаметру на консоли т.к. хвостовик конический.
Под круглую шлицевую гайку следует принять резьбу М33 [4 с. 97 табл. 8.7.9].
Диаметр под подшипники должен быть несколько больше либо равен диаметру резьбы и кратен 5. Принимаем под подшипники 35 мм.
Первый промежуточный вал редуктора.
Принимаем диаметр под подшипники равным 35 мм.
Для удобства сборкиразборки вала диаметр под зубчатые шестерни следует принять немного больше. Принимаем 36 мм.
Второй промежуточный вал редуктора.
Принимаем диаметр под подшипники равным 50 мм.
Для удобства сборкиразборки вала диаметр под зубчатые шестерни следует принять немного больше. Принимаем 52 мм.
Выходной вал редуктора.
Принимаем под полумуфту короткий цилиндрический конец вала диаметра 60 мм по ГОСТ 12080.
Диаметр вала под манжетное уплотнение [5 с. 27 формула 3.2]:
Принимаем под манжету 70 мм.
Диаметр под подшипники следует принять немного больше либо равным диаметра под манжету при этом диаметр должен быть кратен 5 мм. Принимаем под подшипники 70 мм.
Для удобства сборкиразборки вала диаметр под зубчатыми колесами следует принять немного больше. Принимаем 72 мм.
ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ
Для соединения входного вала редуктора (расчетный диаметр – 29011 мм – см. п. 4) с валом электродвигателя (диаметр 48 мм – см. п. 2) по заданию требуется выбрать упругую муфту. Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту.
Расчетный крутящий момент на входном валу редуктора составляет [6 с. 364 формула 17.1]:
здесь – коэффициент нагрузки [6 с. 381 табл. 17.1].
По данным [4 с. 252 табл. 14.3.1] видно что по крутящему моменту подходит муфта рассчитанная на 250 Нм. Однако максимальный диаметр втулки такой муфты равен 45 а диаметр вала электродвигателя равен 48 мм. Такой диаметр предусмотрен только для муфты рассчитанной на 710 Нм. Для такой муфты предусмотрены диаметры втулок: 45-55 мм [4 с. 252 табл. 14.3.1].
Для того чтобы не увеличивать диаметр вала редуктора до 45 мм следует установить втулку между полумуфтой и консольным участком быстроходного вала (см. рис. 5.1).
Выбираем муфту 710-50-2-48-1 ГОСТ 21424-93. Одна втулка устанавливается на вал электродвигателя (длинный цилиндрический конец вала диаметра 48 мм); вторая – на втулку которая в свою очередь закреплена на консоли быстроходного вала (короткий цилиндрический конец вала диаметра 50 мм).
Рисунок 5.1.1 – Муфта 250-38-1-38-2 ГОСТ 21424-93
МУВП проверяются на прочность по двум критериям: проверка пальца на изгиб и проверка втулки на смятие.
Условие прочности пальца на изгиб [6 с. 372. Формула 17.7]:
Условие прочности втулки на смятие [3 с. 372. Формула 17.8]:
Сила нагружающая валы [4 с. 65 п. 6.5]:
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Для быстроходного и первого промежуточного вала предварительно принимаем роликовые подшипники легкой серии (т.к. на валах конических передач рекомендуется устанавливать именно такие подшипники [1 с. 47]). На остальных валах будут установлены шариковые радиальные подшипники легкой серии [1 с. 47].
На быстроходном валу целесообразно применить схему установки подшипников «врастяжку» т.к. такую схему на валу конической шестерни реализовать проще всего.
На первой промежуточном валу подшипники будут установлены «враспор» т.к. на этом валу другие схемы реализовать сложнее.
Для большинства машин общего применения выбираются подшипники нормального (нулевого) класса точности. Т.к. в задании никаких требования по этому поводу не было выбираем класс точности подшипников 0.
Диаметры валов под подшипники равны:
– для быстроходного и первого промежуточного;
– для второго промежуточного;
Исходя из всего вышеперечисленного принимаем следующие подшипники.
Для быстроходного вала – роликовые конические подшипники легкой серии 7207А ГОСТ 27365-87 [1 с. 422-423 табл. 24.16]; класс точности 0; схема установки «врастяжку».
Для второго промежуточного вала – роликовые конические подшипники легкой серии 7207А ГОСТ 27365-87 [1 с. 422-423 табл. 24.16]; класс точности 0; схема установки «враспор».
Для второго промежуточного вала – шариковые радиальные подшипники легкой серии 210 ГОСТ 8338-75 [1 с. 417 табл. 24.10]; класс точности 0.
Для тихоходного вала – шариковые радиальные подшипники легкой серии 214 ГОСТ 8338-75 [1 с. 417 табл. 24.10]; класс точности 0.
КОМПОНОВОЧНАЯ СХЕМА И ВЫБОР СПОСОБА СМАЗЫВАНИЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ
Компоновка редуктора выполняется для:
- размещения внутри зубчатых колес так чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора;
- определения расстояния между опорами валов и длин консольных участков;
- определение точек приложения сил нагружающих валы.
Зная размеры конической и цилиндрических передач (диаметры колес межосевые расстояния и ширины венцов) валов и подшипников качения приступаем к компоновке редуктора предварительно рассчитав элементы корпуса редуктора.
Проводим горизонтальную осевую линию – быстроходного вала. Примерно посередине листа проводим вертикальную линию – ось первого промежуточного вала. На расстоянии 140 мм правее проводим еще одну вертикальную линию – ось второго промежуточного вала. Еще правее (на расстоянии 160 мм) – ось тихоходного вала.
Далее следует обозначить передачи. Размеры зубчатых передач были рассчитаны в п. 3. Коническая передача будет обозначена двумя трапециями. Эти трапеции являются проекциями конических передач. Центр обоих конусов находится в точке пересечения осей быстроходного и первого промежуточного валов. Цилиндрическая передача второй ступени будет обозначения двумя прямоугольниками симметричными относительно осей первого и второго промежуточных валов. Цилиндрическая передача третьей ступени будет обозначения двумя прямоугольниками симметричными относительно осей второго промежуточного и тихоходного валов.
На расстоянии 10 мм от передач следует нарисовать внутреннюю стенку корпуса. Внутрь корпуса на расстояние 4 мм следует утопить подшипники. Размеры подшипников следует принять по справочникам (см. п. 6).
Результатом компоновки являются расстояния между опорами валов определяемые замером их на чертеже.
На следующем этапе прорабатывается конструктивное оформление деталей и узлов редуктора.
Определение параметров смазки передач и подшипников (по рекомендациям [1 с. 172-180]).
Окружные скорости передач составляют: 2215 113 и 0566 мс.
Контактные напряжения передач составляют: 770115 789429 и 859808 МПа.
Мощность на быстроходном валу редуктора: 7435 кВт.
Применяем картерное смазывание передачи.
По [1 с. 173 табл. 11.1] выбираем рекомендуемые вязкости масла: 50 и 60 .
По [1 с173 табл. 11.2] выбираем масла: И–Г–А–68.
Далее следует определить объём масла для передач.
Исходя из того что на 1 кВт передаваемой энергии (7435 кВт) необходимо обеспечить 04–08 л масла получаем: объем масла должен составлять:
Исходя из того что размеры масляной ванны составляют:
(см. компоновку) получаем – уровень масла должен составлять:
Принимаем уровень масла конструктивно: 58 мм. Тогда объёмы масла составит:
Подшипники быстроходного вала смазываются пластичной смазкой и защищены от масла зацепления мазеудерживающей шайбой. Подшипники остальных валов смазываются маслом зацепления т.к. скорости передач первой и второй ступени больше 1 мс.
РАСЧЕТ ВАЛОВ В ОПАСНЫХ СЕЧЕНИЯХ (ПО ЭКИВИВАЛЕНТНОМУ МОМЕНТУ)
1 Общие параметры расчета нагружения валов
Сила нагружающая быстроходный вал от муфты (см. п. 5):
Силы в коническом зацеплении первой ступени (см. п. 3.1):
Средние делительные диаметры конических колес (см. п. 3.1):
Силы в цилиндрическом зацеплении второй ступени (см. п. 3.2):
Силы в цилиндрическом зацеплении третьей ступени (см. п. 3.3):
Расчетная нагрузка на тихоходный вал от звездочки (см. п. 3.4):
Моменты на валах (см. табл. 2.1):
2 Расчет быстроходного вала
Рисунок 8.2.1 – Схема нагружения вала
Рисунок 8.2.2 – Схема нагружения вала в плоскости OX
В точке осевая сила создает изгибающий момент:
Исходя из условия равновесия вала:
Проверка (векторная сумма всех сил в радиальном направлении равна нулю):
Рисунок 8.2.3 – Схема нагружения вала в плоскости OY
Расчет моментов в характерных точках в плоскости OX.
Расчет моментов в характерных точках в плоскости OY.
Расчет суммарных моментов в характерных точках:
Расчет эквивалентных моментов в характерных точках [4 с. 66 п. 10]:
Рисунок 8.2.4 – Эпюры нагружения вала
Наиболее нагружено сечение в точке C. Для этого сечения следует рассчитать минимальный диаметр [4 с. 66 п. 11]:
где – предел изгибной прочность материала вала [4 с. 66 п. 11]:
– предел выносливости материала при симметричных циклах нагружения:
МПа – предел выносливости материала [2 с. 271-272 табл. 10.15];
– коэффициент запаса прочности [4 с. 66 п. 11].
Т.к. диаметр в сечении был принят 35 мм то статическая прочность вала обеспечена.
3 Расчет первого промежуточного вала
Рисунок 8.3.1 – Схема нагружения вала
Рисунок 8.3.2 – Схема нагружения вала в плоскости OX
Рисунок 8.3.3 – Схема нагружения вала в плоскости OY
Рисунок 8.3.4 – Эпюры нагружения вала
Т.к. диаметр в сечении был принят 5775 мм (диаметр впадин зубьев шестерни второй ступени) то статическая прочность вала обеспечена.
4 Расчет второго промежуточного вала
Рисунок 8.4.1 – Схема нагружения вала
Рисунок 8.4.2 – Схема нагружения вала в плоскости OX
Рисунок 8.4.3 – Схема нагружения вала в плоскости OY
Рисунок 8.4.4 – Эпюры нагружения вала
Наиболее нагружено сечение в точке B. Для этого сечения следует рассчитать минимальный диаметр [4 с. 66 п. 11]:
Т.к. диаметр в сечении был принят 52 мм то статическая прочность вала обеспечена.
5 Расчет тихоходного вала
Рисунок 8.5.1 – Схема нагружения вала
Рисунок 8.5.2 – Схема нагружения вала в плоскости OX
Рисунок 8.5.3 – Схема нагружения вала в плоскости OY
Рисунок 8.5.4 – Эпюры нагружения вала
Т.к. диаметр в сечении был принят 70 мм то статическая прочность вала обеспечена.
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
1 Расчет подшипников быстроходного вала
Т.к. частота вращения вала превышает 10 мин-1 то подшипники необходимо проверить по динамической грузоподъемности [1 с. 105].
Вал имеет две опоры (I и II – см. рис. 9.1.1).
Рисунок 9.1.1 – Схема установки подшипников
Схема установки подшипников при которой в качестве опор приняты радиально-упорные подшипники осевые составляющие нагрузки которых направлены друг от друга называется «врастяжку».
В качестве каждой из опор принят подшипник роликовый конический 7207А ГОСТ 27365-87; С=484 кН C0=325 кН.
Критерием работоспособности является способность подшипника выдержать требуемый минимальный срок службы привода (Lh=2098239 ч - см. п. 3.1) при заданной нагрузке и режиме работы.
Расчетный ресурс работы подшипника [1 с. 108] ч:
где C – базовая динамическая грузоподъемность подшипника; определяется по [1 с. 417-425 табл. 24.10 - 24.19] Н;
k – показатель степени; k=3 для шарикоподшипников и k=103 – для роликовых подшипников;
n – частота вращения кольца мин-1;
– коэффициент долговечности в функции необходимой надежности [1 с. 108 табл. 7.5] ();
– коэффициент характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металл деталей подшипника и условий его эксплуатации; принимается по рекомендации [1 с. 108] в зависимости от типа подшипника;
Р – эквивалентная динамическая нагрузка [1 с. 106] Н:
V – коэффициент вращения кольца; при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления нагрузки – V=1;
X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок [1 с. 106];
– коэффициент безопасности [1 с. 107 табл. 7.4] ();
– температурный коэффициент [1 с. 107] ();
– осевая сила возникающая под действием радиальной нагрузки Fr из-за наклона контактных линий; значение этой силы зависит от типа подшипника угла контакта значения радиальной составляющей а также от того как отрегулирован подшипник; обычно подшипники регулируются так чтобы осевой зазор при установившемся температурном режиме был близок к нулю; в этом случае под действием силы Fr находится около половины тел качения а суммарная по всем нагруженным телам качения осевая составляющая из-за наклона контактных линий равна [1 с. 103] Н:
где – радиальная нагрузка на подшипник;
e – коэффициент минимальной осевой нагрузки [1 с. 106].
Для подшипников работающих при переменных режимах нагружения задаваемых циклограммой нагрузок и соответствующими этим нагрузкам частотами вращения вычисляют эквивалентную радиальную динамическую нагрузку при переменном режиме нагружения [1 с. 107] Н:
здесь и – постоянная эквивалентная нагрузка на i-ом режиме и продолжительность ее действия.
Суммарная осевая сила на валу:
Следует определить радиальную нагрузку на каждый из подшипников (суммарные реакции опор подшипников по обеим пространственным плоскостям - см. п. 8.2).
Т.к. в обеих опорах установлены одинаковые роликоподшипники то коэффициенты минимальной осевой силы для подшипников будут одинаковыми [1 с. 422-423 табл. 24.16 2417]:
Осевые составляющие нагрузки:
По данным [1 с. 105 табл. 7.2] имеем следующее: т.к. оба условия
Динамическая нагрузка на опоре I.
Динамическая нагрузка на опоре II.
Т.к. нагрузка переменная то:
Долговечность опоры II:
Требуемая долговечность подшипников () обеспечена.
2 Расчет подшипников первого промежуточного вала
Вал имеет две опоры (I и II – см. рис. 9.2.1).
Рисунок 9.2.1 – Схема установки подшипников
Схема установки подшипников при которой в качестве опор приняты радиально-упорные подшипники осевые составляющие нагрузки которых направлены друг на друга называется «враспор».
Следует определить радиальную нагрузку на каждый из подшипников (суммарные реакции опор подшипников по обеим пространственным плоскостям - см. п. 8.3).
По данным [1 с. 105 табл. 7.2] имеем следующее: т.к. одно из условий
Долговечность опоры I:
3 Расчет подшипников второго промежуточного вала
Вал имеет две опоры (I и II – см. рис. 9.3.1).
Рисунок 9.3.1 – Схема установки подшипников
В качестве каждой из опор принят подшипник шариковый радиальный 210 ГОСТ 8338-75; С=351 кН C0=198 кН.
– осевая сила возникающая под действием радиальной нагрузки Fr из-за наклона контактных линий; при отсутствии осевого воздействия на подшипник Н.
Следует определить радиальную нагрузку на каждый из подшипников (суммарные реакции опор подшипников по обеим пространственным плоскостям - см. п. 8.4).
4 Расчет подшипников тихоходного вала
Вал имеет две опоры (I и II – см. рис. 9.4.1).
Рисунок 9.4.1 – Схема установки подшипников
В качестве каждой из опор принят подшипник шариковый радиальный 214 ГОСТ 8338-75; С=618 кН C0=375 кН.
Следует определить радиальную нагрузку на каждый из подшипников (суммарные реакции опор подшипников по обеим пространственным плоскостям - см. п. 8.5).
ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Рассчитываем шпонки на смятие.
Рисунок 10.1 – Эскиз шпоночного соединения по ГОСТ 23360–78
Должно выполняться условие [6 с. 48 формула 4.1] МПа:
где = 90 МПа – при неподвижном соединении вала со стальной или чугунной ступицей (для шпонки полумуфтой) и = 190 МПа – если твердость вала и ступицы больше твердости шпонки (для остальных шпонок);
Т Нмм – крутящий момент на валу;
d мм – диаметр вала в сечении;
мм – расчетная длина шпонки:
L мм – полная длина шпонки;
b мм – ширина шпонки;
h мм – высота шпонки;
мм – глубина паза вала.
Параметры профиля шпонки и пазов для нее принимаются по [6 с. 58 табл. 4.1] или по ГОСТ 12081 в зависимости от диаметра вала. Для унификации производства ширины всех шпоночных пазов на разных участках одного вала принимают одинаковыми (для того чтобы при изготовлении вала все шпоночные пазы нарезались одной фрезой). Параметры профиля шпонки в таком случае принимают по диаметру наименьшей ступени имеющей шпоночный паз.
Шпонка под втулкой под полумуфту (d= 271 мм – взят средний по ГОСТ 12081; bxhxl=5х5х50):
Шпонка на втулке под полумуфтой (d= 50 мм; bxhxl=16х10х50):
Первый промежуточный вал.
Шпонка под колесом первой ступени (d= 36 мм; bxhxl=10х8х36):
Второй промежуточный вал.
Шпонки под колесами (d= 52 мм; bxhxl=16х10х36):
что не допустимо. Для того чтобы не увеличивать ширины ступиц (что резко снизит технологичность деталей) следует установить под каждое колесо по две диагонально расположенные шпонки:
Момент в формуле разделен на два т.к. каждое колесо передает только половину крутящего момента.
Шпонка под звездочкой (d= 60 мм; bxhxl=18х11х90):
Шпонка под зубчатым колесом (d= 72 мм; bxhxl=18х11х45):
что не допустимо. Для того чтобы не увеличивать ширину ступицы (что резко снизит технологичность детали) следует установить под колесо две диагонально расположенные шпонки:
Т.о. прочность шпоночных соединений обеспечена.
РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ
1 Расчет быстроходного вала
Проверим сечение в т. C (запрессовка подшипника).
Вал изготовлен из стали 40ХН ГОСТ 4543-71:
Предел выносливости при расчете на изгиб; для легированных сталей [6 с. 295 формула 14.12]:
Предел выносливости при расчете на кручение [6 с. 295 формула 14.13]:
Изгибающий момент равен:
Вращающий момент равен:
Диаметр вала под подшипником:
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений [6 с. 299-300 табл. 14.2]:
Моменты сопротивления при расчете на изгиб и на кручение [6 с. 299-300 табл. 14.2]:
Амплитуда нормальных напряжений [6 с. 295 формула 14.14]:
Cреднее напряжение цикла нормальных напряжений [6 с. 295]:
Амплитуда касательных напряжений [6 с. 295 формула 14.15]:
Среднее напряжение цикла касательных напряжений [6 с. 295 формула 14.15]:
Коэффициенты учитывающие снижение механических свойств металла с ростом размера заготовки [6 с. 300 табл. 14.3]:
Коэффициенты учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала [6 с. 300 табл. 14.4]:
Коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям [6 с. 294 формула 14.9]:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [6 с. 294 формула 14.10]:
Расчетный коэффициент запаса прочности [6 с. 294 формула 14.8]:
– требуемый коэффициент запаса прочности [6 с. 294]; – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности; – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости.
то прочность вала обеспечена.
2 Расчет первого промежуточного вала
Проверим сечение в т. C (вал-шестерня).
Делительный диаметр шестерни:
3 Расчет второго промежуточного вала
Проверим сечение в т. B (шпоночный паз).
Вал изготовлен из стали 45 ГОСТ 1050-88:
Предел выносливости при расчете на изгиб; для углеродистых сталей [6 с. 295 формула 14.11]:
Диаметр вала в сечении:
Параметры шпоночного паза:
Введен дополнительный коэффициент 2 (т.к. в сечении два диагонально расположенных шпоночных паза).
4 Расчет тихоходного вала
НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ШЕРОХОВАТОСТЕЙ ПОВЕРХНОСТЕЙ ВЫБОР СТЕПЕНИ ТОЧНОСТИ И НАЗНАЧЕНИЕ ДОПУСКОВ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ
Назначение квалитетов точности параметров шероховатости поверхностей отклонений формы и расположения поверхностей должно сопровождаться анализом служебного назначения деталей и технологических возможностей при обработке. С возрастанием точности стоимость обработки резко повышается. Из экономических соображений нужно назначать квалитеты сравнительно грубые однако обеспечивающие необходимое качество деталей узлов и машин.
Допуски линейных размеров и посадки основных деталей.
При выборе квалитетов точности и назначении посадок будем руководствоваться рекомендациями.
Зубчатые колеса рекомендуется сажать на вал с натягом. Принимаем посадку: Н7р6.
Звездочка и муфта садятся на консольные участки валов. Для удобства сборки целесообразно принять переходную посадку или с зазором. Т.к. шпоночное соединение недопустимо устанавливать с зазором принимаем: H7k6.
Крышки подшипников в корпусе целесообразно сажать с небольшим зазором. Это избавить от трудностей вынимания крышек при осевой регулировке подшипников и зацепления. Принимаем: H7h6.
Поле допуска ширины шпонки: js9.
Поле допуска ширины шпоночного паза на валу: P9.
Поле допуска диаметра вала под подшипниками: k6.
Поле допуска диаметра расточек в корпусе под подшипники: H7.
Шероховатости основных поверхностей.
Для обеспечения указанных посадок посадочные поверхности деталей необходимо обработать до шероховатости не грубее RA 16. При этом торцовые поверхности деталей контактирующие с другими деталями должны иметь шероховатость не ниже RA 32 второстепенные поверхности механически обрабатываемых деталей не ниже RA 125 второстепенные механически необрабатываемые поверхности деталей оставляем в состоянии поставки т.е. со стандартной шероховатостью. Поверхности валов под манжетными уплотнениями должны иметь шероховатость не ниже RA 04. Под подшипники качения – не ниже RA 08. Торцовые поверхности служащие упором для подшипников – не ниже RA 16.
Шероховатости рабочих поверхностей зубьев цилиндрического колеса – RA 16 [4 с. 140 табл. 11.2.7].
Шероховатости поверхностей вершин зубьев цилиндрического колеса – RA 32 [4 с. 140 табл. 11.2.7].
Шероховатость боковой базовой поверхности венца – RA 32 [4 с. 140 табл. 11.2.7].
Шероховатость боковой поверхности ступицы – RA 63 [4 с. 140 табл. 11.2.7].
Допуски формы и расположения поверхностей.
Поверхности посадки подшипников.
Допуск радиального биения: 05 [4 с. 69].
Допуск цилиндричности: 0004 [4 с. 69] [4 с. 103 табл. 8.8.9].
Торцевая поверхность буртика для подшипника.
Допуск осевого биения: 0025 [4 с. 69] [4 с. 103 табл. 8.8.10].
Торцевая поверхность буртика для колеса.
Допуск осевого биения: 0030 [4 с. 69 табл. 7.3.2].
Поверхность посадки колеса и звездочки.
Допуск радиального биения: 0016 [4 с. 69 табл. 7.3.1] [4 с. 285 табл. 17.3.3].
Торцевая поверхность буртика звездочки.
Допуск осевого биения: 005 [4 с. 69] [4 с. 103 табл. 8.8.10].
Параллельность шпоночного паза к оси вала: 0018 [4 с. 125] [4 с. 125 табл. 10.1.2].
Симметричность шпоночного паза: 0072 [4 с. 125] [4 с. 125 табл. 10.1.2].
Радиальное биение поверхности заготовки под диаметр вершин зубьев: 0065 [4 с. 140 табл. 11.2.5].
Осевое биение зубчатого венца: 0026 [4 с. 140 табл. 11.2.6].
Осевое биение ступицы: 003 [4 с. 140 табл. 11.2.6].
Параллельность шпоночного паза к оси вала: 0025 [4 с. 125] [4 с. 125 табл. 10.1.2].
Симметричность шпоночного паза: 0102 [4 с. 125] [4 с. 125 табл. 10.1.2].
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Определение размеров корпусных деталей будет произведено по рекомендациям из [4 с. 156 п. 12].
Расположение плоскости разъема по осям валов.
Бобышки подшипников расположены снаружи корпуса.
Крышки подшипников – накладные.
Внутренние размеры корпуса (см. компоновку):
1 Толщина стенки корпуса редуктора:
2 Толщина стенки крышки редуктора:
3 Рекомендуемые диаметры болтов.
3.1 Фундаментный болт:
Принимаем болты М16.
3.2 Болт соединяющий крышку и основание редуктора у бобышек подшипников:
Принимаем болты М12.
3.3 Болт соединяющий крышку и основание редуктора по периметру корпуса:
3.4 Болт соединяющий крышку редуктора со смотровой крышкой: М6 [4 с. 184 табл. 13.1.2].
3.5 Болты соединяющие крышки подшипников с корпусом: болты М8 и М10 [4 с. 157 табл. 12.1.1].
4.1 Фундаментные болты:
4.2 Болты у бобышек подшипников (по два болта на каждый подшипник в плоскости разъема):
4.3 Болты по периметру корпуса: принимаем 2 шт.
4.4 Болт соединяющий крышку редуктора со смотровой крышкой: 6[4 с. 184 табл. 13.1.2].
4.5 Болты соединяющие крышки подшипников с корпусом: по 4 и по 6 болтов [4 с. 157 табл. 12.1.1].
5 Размеры болтовых соединения и посадочных мест выбираются по рекомендациям [4 с. 167 п. 12.7].
6 Ширины фланцев редуктора.
6.1 Фундаментный фланец:
6.2 Фланец у бобышек подшипников:
6.2 Фланец по периметру корпуса:
7 Толщины фланцев редуктора.
7.1 Фундаментный фланец:
7.2 Фланец у бобышек подшипников:
7.2 Фланец по периметру корпуса:
8 Размеры крышек подшипников выбираются по [4 с. 157 табл. 12.1.1].
9 Размеры конических штифтов. Принимаем два штифта 8х40.
10 Высота оси редуктора [4 с. 168 табл. 12.8.1]: 160 мм.
Рисунок 13.1 – Фундаментный фланец
Рисунок 13.2 – Бобышки подшипников
Рисунок 13.3 – Фланец по периметру корпуса
СБОРКА РЕДУКТОРА РЕГУЛИРОВКА ПОДШИПНИКОВ И ЗАЦЕПЛЕНИЙ
Перед сборкой внутреннюю полость редуктора (поз. 14 и 27) тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов.
На быстроходный вал (26) надевается мазеудерживающая шайба (20) и внутреннее кольцо подшипника 7207А (50). Далее в стакан (15) следует установить внешние кольца подшипников7207А. Теперь стакан вместе с внешними кольцами подшипников устанавливается на обойму уже установленного на вал внутреннего кольца после чего на вал следует напрессовать внутреннее кольцо второго подшипника. Полученная конструкция фиксируется на валу круглой шлицевой гайкой (44) и многолапчатой шайбой (55). При сборке гайку следует закрутить очень туго чтобы создать предварительный натяг (вал должен проворачиваться с трудом). Так производится регулировка подшипников быстроходного вала. В процессе работы вал нагреется и удлинится что приведет к увеличению зазора в подшипниках. Если предварительного натяга не создать то после нагрева редуктора до рабочей температуры зазор в подшипниках будет излишним и вал будет вибрировать.
На первый промежуточный вал (25) надевается зубчатое колесо первой ступени (24) распорное кольцо (3) и внутренние кольца подшипников 7207А (50). Теперь следует отрегулировать подшипники первого промежуточного вала. Для начала следует прикрутить болтами (35) без пружинных шайб (52) одну из крышек подшипников (9) к основанию корпуса (27). Далее в упор к этой крышке следует установить распорное кольцо (2). В упор к нему – внешнее кольцо подшипника 7207А. Далее необходимо в это кольцо вставить узел первого промежуточного вала. С другой стороны следует также установить в корпус внешнее кольцо второго подшипника 7207А и распорное кольцо (2). В упор к торцовой части кольца следует плотно прижать вторую крышку подшипника (9). По зазору образовавшемуся между торцом фланца крышки подшипника и торцовой поверхностью корпуса следует приблизительно определить число прокладок (30) необходимое к установке для компенсации этого зазора (прокладки имеют толщину 01 мм). Теперь отложить незакрепленную крышку подшипника и надеть крышку корпуса (14) на основание корпуса (27). Прикрепленную к основанию корпуса двумя болтами крышку подшипника следует плотно прикрепить такими же двумя болтами без пружинных шайб и к крышке корпуса. Под фланец второй крышки подшипника следует установить прокладки после чего – прикрутить ее к корпусу четырьмя болтами без пружинных шайб. Теперь следует проверить вращение вала (через смотровое отверстие в крышке корпуса). Вал должен вращаться плавно – без осевой свободы и натяга. При необходимости следует открутить крышку подшипника и изменить число прокладок: уменьшить если вал имеет осевую свободу или увеличить – если образовался натяг. После того как плавное вращение вала обеспечено следует открутить крышки подшипников снять крышку корпуса с основания и вынять узел вала из корпуса. К полученному числу прокладок следует прибавить 3-5 штук для обеспечения зазора 03-05 мм компенсирующего термическое удлинение вала. Результат регулировки подшипников первого промежуточного вала: определено суммарное число прокладок (30) необходимых к установке под фланцы крышек подшипников (9) для обеспечения корректной работы подшипников на валу.
На второй промежуточный вал (18) надеваются зубчатые колеса (21 и 22) распорные кольца (5 и 6) и подшипники 210 (48). Далее следует произвести регулировку подшипников второго промежуточного вала (она аналогична регулировке подшипников первого промежуточного вала). Результат регулировки подшипников второго промежуточного вала: определено суммарное число прокладок (31) необходимых к установке под фланцы крышек подшипников (10) для обеспечения корректной работы подшипников на валу.
На тихоходный вал (19) надеваются зубчатое колесо (23) распорное кольцо (8) и подшипники 214 (49). Далее следует произвести регулировку подшипников тихоходного вала (она аналогична регулировке подшипников первого и второго промежуточных валов). Результат регулировки подшипников тихоходного вала: определено суммарное число прокладок (32) необходимых к установке под фланцы крышек подшипников (11 и 13) для обеспечения корректной работы подшипников на валу.
Теперь следует отрегулировать коническое зацепление. Целью регулировки является: определить число прокладок (29) необходимых к установке под фланец стакана (15) а также распределить прокладки (30) под фланцами крышек подшипников (9) таким образом чтобы получить оптимальное пятно контакта (см. рис. 13.1).
Рис. 13.1 Возможные варианты пятна контакта конической передачи.
Следует отметить что общее суммарное число прокладок (30) не должно измениться после окончания регулировки подшипников первого промежуточного вала. Пятно контакта выявляется на зубьях шестерни после проворота в корпусе в зацеплении с колесом зубья которого измазаны специальной краской.
Следует отметить что в процессе регулировки зацепления как минимум один раз придется устанавливать крышку корпуса на основание и прикручивать крышки подшипников и стакан к торцам корпуса болтами. После чего – откручивать болты снимать крышки и изучать пятно контакта. Для того чтобы не сорвать острые кромки пружинных упорных шайб болты следует закручивать без них.
После окончания регулировки конического зацепления следует приступить к регулировке цилиндрических (сначала – второй ступни потом – третьей).
Целью регулировки цилиндрических зацеплений является: распределение прокладок (31 и 32) под фланцами крышек подшипников (10 11 и 13) таким образом чтобы середины венцов колес и шестерен примерно совпали. Для того чтобы обеспечить контакт зубьев по всей расчетной ширине венца шестерня выполняется на 3-5 мм шире. Следует отметить что суммарные числа прокладок (31 и 32) не должны изменяться с момента окончания регулировки подшипников второго промежуточного и тихоходного валов.
После того как все прокладки под всеми крышками подшипников и стаканом распределены необходимо окончательно установить все валы надеть все крышки заштифтовать крышку корпуса и корпус после чего – закрутить все болты и болтовые соединения (на этот раз с пружинными шайбами).
Теперь остается прикрепить маслоуказатель (1) к корпусу винтами (41) закрутить маслосливное отверстие пробкой (16) вместе с уплотнительным кольцом (45) через смотровое отверстие залить 38 литра масла после чего – прикрутить крышку люка (28) вместе с пробкой-отдушиной (17) к крышке корпуса (14).
Собранный редуктор следует обкатать согласно техническим требованиям.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Конструирование узлов и деталей машин Дунаев П.Ф. Леликов О.П. М.: Высшая школа 1998 г.
Скойбеда А.Т. Кузьмин А.В. Макейчик Н.Н. Детали машин и основы конструирования. Мн.: «Высшая школа» 2006 г.
Курсовое проектирование деталей машин Чернавский С.А. и др. – М.: Машиностроение 1987 г.
Проектирование. Детали машин Курмаз Л.В. Скойбеда А.Т. Мн.: Уп. «Технопринт» 2004 г.
Скойбеда А.Т. Статкевич А.М. Калина А.А. Проектирование механических передач. Эскизный проект. Методическое пособие. Минск. БНТУ 2014 г.
Расчеты деталей машин. Справочное пособие Кузьмин А.В. Чернин И.М. Козинцов Б.С. Мн.: Высшая школа 1986 г.