2.8 езультаты кинематического и энергетического расчёта представлены в таблице 2.9 1.
Таблица 2.9.1
Вал | Частота вращения, об/мин | Угловая скорость, с-1 | Мощность, кВт | Вращающий момент, Нм |
Вал двигателя | 730 | 76.4 | 13,6 | 178,01 |
Быстроходный вал редуктора | 730 | 76,4 | 13,2 | 172,77 |
Промежуточный вал редуктора | 153,4 | 16,05 | 12,54 | 781,3 |
Тихоходный вал редуктора | 41,5 | 4,34 | 11,92 | 2746,54 |
Вал рабочего органа машины | 41,4 | 4,33 | 11,7 | 2702,07 |
Материал для зубчатых колёс подбираем по таблице 2.1 [3]. Для шестерни принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалкой ТВЧ, твёрдость сердцевины и поверхности 48 - 53 HRC, примем 50 HRC.
Для колеса принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалкой ТВЧ, твёрдость сердцевины и поверхности 45 - 50 HRC, примем 47,5 HRC.
3.2 Определение допускаемых напряжений 3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочностьБыстроходная ступень, шестерня:
Допускаемые контактные напряжения
[σ] Н= σ Нlim •ZN•ZR•ZV/SH=1050 • 1 • 1 • 1/1,2=875 МПа
Предел контактной выносливости
[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1050 МПа
Коэффициент долговечности
ZN==1 при условии 1 ≤ ZN≤ ZN max
NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107 =30 • 4802.4 = 8,1• 107
NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 730 • 1 • 14400=63 • 107
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
ZR=1
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости
ZV=1
V=1,5 м/с
==114 мм
Коэффициент учитывающий запас прочности
SH=1,2
Быстроходная ступень, колесо:
Допускаемые контактные напряжения
[σ] Н= σ Нlim •ZN•ZR•ZV/SH=1007,5 • 1 • 1 • 1/1,2=840 МПа
Предел контактной выносливости
[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•47,5+200=1007,5 МПа
Коэффициент долговечности
ZN==1 при условии 1 ≤ ZN≤ ZNmax
NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107 =30 • 4402.4 = 6,6• 107
NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 730 • 1 • 14400=63 • 107
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
ZR=1
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости
ZV=1
V=0,3 м/с
==114 мм
Коэффициент учитывающий запас прочности
SH=1,2
Тихоходная ступень, шестерня:
Допускаемые контактные напряжения
[σ] Н= σ Нlim •ZN•ZR•ZV/SH=1050 • 1 • 1 • 1/1,2=875 МПа
Предел контактной выносливости
[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1050 МПа
Коэффициент долговечности
ZN==1 при условии 1 ≤ ZN≤ ZN max
NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107 =30 • 4802.4 = 8,1• 107
NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 153,4 • 1 • 14400=13 • 107
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
ZR=1
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости
ZV=1
V=0,57 м/с
==167 мм
Коэффициент учитывающий запас прочности
SH=1,2
Тихоходная ступень, колесо:
Допускаемые контактные напряжения
[σ] Н= σ Нlim •ZN•ZR•ZV/SH=1007,5 • 1 • 1 • 1/1,2=840 МПа
Предел контактной выносливости
[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1007,5 МПа
Коэффициент долговечности
ZN==1 при условии 1 ≤ ZN≤ ZN max
NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107 =30 • 4802.4 = 8,1• 107
NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 41,5 • 1 • 14400=3,5 • 107
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
ZR=1
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости
ZV=1
V=0,15 м/с
==167 мм
Коэффициент учитывающий запас прочности
SH=1,2
3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочностьБыстроходная ступень, шестерня:
Допускаемые напряжения изгиба
[σ] F1= σFlim • YN• YR• YA/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа
Предел выносливости
σFlim=650 МПа - принимаем
Коэффициент долговечности
YN==1 при условии 1 ≤ YN≤ YN max
q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев
NFG=4 • 106 число циклов
NК=6,3• 108
При NК >NFG принимают NК =NFG
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
YR=1
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки
YА=1,
при одностороннем приложении
Коэффициент запаса прочности
SF=1,7
Быстроходная ступень, колесо:
Допускаемые напряжения изгиба
[σ] F2= σFlim • YN• YR• YA/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа
Предел выносливости
σFlim=650 МПа - принимаем
Коэффициент долговечности
YN==1 при условии 1 ≤ YN≤ YN max
q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев
NFG=4 • 106 число циклов
NК=1,3• 108
При NК >NFG принимают NК =NFG
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
YR=1
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки
YА=1,
при одностороннем приложении
Коэффициент запаса прочности
SF=1,7
Тихоходная ступень, шестерня:
Допускаемые напряжения изгиба
[σ] F1= σFlim • YN• YR• YA/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа
Предел выносливости
σFlim=650 МПа - принимаем
Коэффициент долговечности
YN==1 при условии 1 ≤ YN≤ YN max
q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев
При NК >NFG принимают NК =NFG
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
YR=1
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки
YА=1,
при одностороннем приложении
Коэффициент запаса прочности
SF=1,7
Тихоходная ступень, колесо:
Допускаемые напряжения изгиба
[σ] F2= σFlim • YN• YR• YA/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа
Предел выносливости
σFlim=650 МПа - принимаем
Коэффициент долговечности
YN==1 при условии 1 ≤ YN≤ YN max
q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев
При NК >NFG принимают NК =NFG
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
YR=1
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки
YА=1,
при одностороннем приложении
Коэффициент запаса прочности
SF=1,7
3.3 Определение основных параметров передачиМежосевое расстояние передачи:
Быстроходная ступень
принимаем aw = 180 мм
где Ka = 450 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс;
КН= КНV· КНβ· КНα=1,09 · 1,25 ·1,162=1,583
КНV=1,09 - принимается по таблице
КHβ = 1+ (КHβ0-1) · КHW = 1+ (1,28 - 1) · 0,9 =1,25 –
коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;
КHW=0,9
ψBd=0,5 ψBа (UБ + 1) =0,5 · 0,25 (4,76 + 1) =0,72
КНβ0=1,28
КНα=1 + (К0Нα - 1) · КHW=1 + (1,18 - 1) 0,9 = 1,162
К0Нα=1 + 0,06 (nст - 5) =1 + 0,06 (8 - 5) =1,18
Т2=172,77 Н·м
UБ = 4,76
ψвa= 0,25 - коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении
Тихоходная ступень
принимаем aw = 250мм
где Ka = 450 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс;
КН= КНV· КНβ· КНα=1,03 · 1,18 ·1,11=1,34
КНV=1,03 - принимается по таблице
КHβ = 1+ (КHβ0-1) · КHW = 1+ (1,28 - 1) · 0,63 =1,18 –
коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;
КHW=0,63
ψBd=0,5 ψBа (UБ + 1) =0,5 · 0,315 (3,69 + 1) =0,74
КНβ0=1,28
КНα=1 + (К0Нα - 1) · КHW=1 + (1,18 - 1) 0,63 = 1,18
К0Нα=1 + 0,06 (nст - 5) =1 + 0,06 (8 - 5) =1,18
Т2=781,3 Н·м
UБ = 3,69
ψвa= 0,315 - коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении
Предварительные размеры колес:
Делительный диаметр быстроходного колеса
d2=2·awu/ (u+1) =2·180·4,76/ (4,76+1) = 297,5 мм
Ширина быстроходного колеса:
b2 = ψa·aw=0,25·180=45 мм
Делительный диаметр тихоходного колеса
d2=2·awu/ (u+1) =2·250·3,69/ (3,69+1) = 363,39 мм
Ширина тихоходного колеса:
b2 = ψa·aw=0,315·250=78,75 мм, принимаем 80 мм
Модули передач:
Быстроходная ступень:
Km = 3,4.103- коэффициент модуля;
KF = KFV. KFβ. KFα=1,09.0,188.1,18 =0,24- коэффициент нагрузки;
KFV=1,09 принимается по таблице
KFβ=0,18+0,82 KHβ°=0,18.0,82.1,28=0,188
KFα= KHα°=1,18
принимаем m = 3 мм в соответствии со стандартным значением.
Тихоходная ступень:
Km = 3,4.103- коэффициент модуля;
KF = KFV. KFβ. KFα=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коэффициент нагрузки;
KFV=1,03 принимается по таблице
KFβ=0,18+0,82 KHβ°=0,18.0,82.1,28=0,188
KFα= KHα°=1,18
принимаем m = 5 мм в соответствии со стандартным значением.
Суммарное число зубьев:
Быстроходная ступень:
zΣ=2·aw/m=2·180/3=120
Принимаем zΣ=120.
Тихоходная ступень:
zΣ=2·aw/m=2·250/5=100
Принимаем zΣ=100.
Число зубьев шестерни и колеса:
Быстроходная ступень:
Шестерня:
z1= zΣ/ (u+1) =120/ (4,76+1) =20
Колесо:
z2= zΣ - z1=120-20=100
Тихоходная ступень:
Шестерня:
z1= zΣ/ (u+1) =100/ (3,69+1) =21
Колесо:
z2= zΣ - z1=100-21=79
Фактическое передаточное число:
Быстроходная ступень:
uф= z2/ z1=100/20=5
Тихоходная ступень:
uф= z2/ z1=79/21=3,76
Отклонение от заданного передаточного числа:
Быстроходная ступень:
3,76% - такое расхождение допускается.
Тихоходная ступень:
2,69% - такое расхождение допускается.
Диаметры колес:
Быстроходная ступень:
Делительный диаметр шестерни:
d1= z1·m=20 · 3 = 60 мм
Делительный диаметр колеса:
d2=2аw - d1=2 · 180 - 60=300 мм
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
dа1= d1+2m=60 + 2 · 3=66 мм
dа2= d2+2m=300 + 2 · 3=306 мм
Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
df1= d1 - 2 · 1,25 · m=60 - 2 · 1,25 ·3 =52,5 мм
df2= d2 - 2 · 1,25 · m =300 - 2 · 1,25 ·3 =292,5 мм
Ширина шестерни:
b1= b2 · 1,07 = 45 · 1,07 = 48 мм
Окружная скорость колеса:
Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.3.1
Таблица 3.3.1
Модуль (мм) | Межосевое расстояние (мм) | Число зубьев | Делительный диаметр (мм) | Ширина (мм) | |
Шестерня | 3 | 180 | 100 | 60 | 48 |
Колесо | 20 | 300 | 45 |
Тихоходная ступень:
Делительный диаметр шестерни:
d1= z1·m=21 · 5 = 105 мм
Делительный диаметр колеса:
d2=2аw - d1=2 · 250 - 105=395 мм
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
dа1= d1+2m=105 + 2 · 5=115 мм
dа2= d2+2m=395 + 2 · 5=405 мм
Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
df1= d1 - 2 · 1,25 · m=105 - 2 · 1,25 ·5 =92,5 мм
df2= d2 - 2 · 1,25 · m =395 - 2 · 1,25 ·5 =382,5 мм
Ширина шестерни:
b1= b2 · 1,07 = 80 · 1,07 = 86 мм
Окружная скорость колеса:
Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.3.2
Таблица 3.3.2
Модуль (мм) | Межосевое расстояние (мм) | Число зубьев | Делительный диаметр (мм) | Ширина (мм) | |
Шестерня | 5 | 250 | 21 | 105 | 86 |
Колесо | 79 | 395 | 80 |
Быстроходная ступень:
Окружная сила в зацеплении:
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º=5759· tg20º=2096 H
где α = 20º - стандартный угол.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 1
Таблица 3.4.1
Окружная сила (Н) | Радиальная сила (Н) | Осевая сила (Н) |
5759 | 2096 | 0 |
Тихоходная ступень:
Окружная сила в зацеплении:
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º=14881· tg20º=5416 H
где α = 20º - стандартный угол.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 2
Таблица 3.4.2
Окружная сила (Н) | Радиальная сила (Н) | Осевая сила (Н) |
14881 | 5416 | 0 |
Быстроходная ступень:
ZБ=9600 МПа1/2
Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.
Тихоходная ступень:
ZБ=9600 МПа1/2
Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.
3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочностьБыстроходная ступень:
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,24 · 5759 · 3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 ≤ [σ] F2
где YFS2=3,59 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев
KF = KFV. KFβ. KFα=1,09.0,188.1,18 =0,24- коэффициент нагрузки
Yβ =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
Yε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)
Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:
σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 = 41,7 ≤ [σ] F1
Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.
Тихоходная ступень:
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,23 · 14881 · 3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 ≤ [σ] F2
где YFS2=0,23 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев
KF = KFV. KFβ. KFα=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коэффициент нагрузки
Yβ =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
Yε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)
Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:
σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9 ≤ [σ] F1
Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.
Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.6.1
Таблица 3.6.1
Расчётные напряжения | Допускаемые напряжения | |||
Быстроходная ступень | Расчёт на контактную усталостную прочность | 864 | 875 | |
Расчёт на усталостную изгибную прочность | Шестерня | 41,7 | 382 | |
Колесо | 36,7 | 382 | ||
Тихоходная ступень | Расчёт на контактную усталостную прочность | 722 | 875 | |
Расчёт на усталостную изгибную прочность | Шестерня | 34,9 | 382 | |
Колесо | 30,8 | 382 |
Для шестерни ранее принят материал - сталь 40Х.
Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х.
Механические характеристики улучшенной стали 40Х
Предел прочности σв = 800 МПа.
Предел текучести σТ = 640 МПа.
Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочность при коэффициенте запаса
n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа.
4.2 Предварительный расчёт быстроходного валаДиаметр выходного конца вала:
принимаем стандартное значение d = 40 мм.
Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:
dn=d+2tкон = 40 + 2 · 2,3=44,6 мм
где tкон = 2,3 мм,
принимаем стандартное значение dn = 45 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 45 + 3 · 2,5 = 52,5 мм
где r = 2,5 мм
Принимаем dбп = 53 мм.
Длина выходного участка вала:
lm=1, 5 · d= 1,5 · 40 = 60 мм
принимаем lm= 60 мм.
Длина участка вала под подшипник:
lk=1,4 · dn= 1,4 · 45 = 63 мм
принимаем lk=65 мм.
Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.
4.3 Предварительный расчёт промежуточного валаДиаметр вала под колесо:
принимаем стандартное значение dК = 60 мм.
Диаметр буртика колеса:
dбк=dк+3f= 60 + 3 ·2=66 мм
Диаметр вала под подшипник:
dn = dк+3r = 60 - 3 ·3,5=49,5 мм
принимаем стандартное значение dп= 50 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 50 + 3 · 3,5 = 60 мм
4.4 Предварительный расчёт тихоходного валаДиаметр выходного конца вала:
Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:
dn = d + 2 · tкон = 70 + 2 · 2,5 = 75 мм
где tкон = 2,5 мм.
принимаем стандартное значение dn = 75 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 75 + 3 · 3,5 = 85,5 мм
где r = 3,5 мм.
принимаем dбп = 86 мм.
Диаметр участка вала под колесо:
dk=dбп = 86 мм
Диаметр буртика колеса:
dбк=dк+3f= 86 + 3 ·2,5=93,5 мм
где f =2,5 мм.
принимаем dбк= 95 мм.
Длина выходного участка вала:
lм=1,5 · d= 1,5 · 70 = 105 мм
принимаем lм = 105 мм.
Длина участка вала под подшипник:
lk=1,.4 · dn= 1,4 · 85 = 119 мм
принимаем lk = 120 мм.
Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.
Расстояние между деталями передач
Зазоры между колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса:
Принимаем а = 12 мм;
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:
Расстояние между торцовыми поверхностями колес:
Принимаем 6 мм;
где L ≈ 670 мм - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, принято из эскизной компоновки редуктора.
Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторые неточности сборки.
Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.
Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93.
Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 250
Частота вращения, об/мин, не более = 4600
Смещение валов, не более:
радиальное = 0,3
угловое = 1°00¢
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.
Принимаем муфту МУВП 4000-70-1 У3 ГОСТ 21424-93.
Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 4000
Частота вращения, об/мин, не более = 1800
Смещение валов, не более:
радиальное = 0,5
угловое = 0°30¢
Для всех валов принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75, такой выбор обосновывается тем, что в прямозубой цилиндрической передаче возникают только радиальные осевые нагрузки, такой тип подшипников обеспечивает нормальную работу вала при действии на него радиальных нагрузок.
Предварительно в качестве опор быстроходного вала принимаем подшипник №309; для промежуточного вала №310; для тихоходного вала №315.
6.2. Выбор схемы установки подшипниковУстановка валов не требует достаточно надёжной осевой фиксации из-за отсутствия действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечивает схема установки подшипника "враспор". При этом торцы внутренних колец подшипника упираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колец упираются и торцы крышек.
Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции, небольшое количество деталей узла, простоту регулировки, которая производится набором прокладок.
Для того чтобы избежать защемления вала в опорах в результате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцом внешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормального температурного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии с рекомендациями примем для обоих валов зазор 0,5 мм.
Для составления расчетной схемы используем эскизы валов и предварительную прорисовку редуктора.
Расчетная схема тихоходного вала представлена на Рис.6.3.1 На тихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковых опорах - А и Б возникают реакции опор. Реакции представлены в виде составляющих на оси координат.
Определяем реакции в опорах А и Б. Расчёт ведём отдельно для плоскости ZOX и плоскости YOX.
Где l1 =126,5 мм; l2 = 70,5 мм l3 = 154 мм - приняты из предварительной прорисовки редуктора.
В связи с возможной неточностью установки валов (перекос, несоосность) на муфте будет действовать дополнительная сила:
Fм =
Составляем уравнения суммы моментов всех сил, относительно точек А и Б
т. А
в плоскости YOZ
в плоскости XOZ
т. Б
в плоскости YOZ
в плоскости XOZ
Из суммы моментов всех сил, действующих в плоскости YOZ относительно опоры А получим:
Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости YOZ относительно опоры Б получим:
Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры А получим:
Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры Б получим:
Суммарные реакции опор:
Как видно наибольшая реакция возникает в опоре Б. По величине этой реакции будем производить проверку долговечности подшипников для тихоходного вала.
6.3.2 Проверка долговечности подшипниковНа тихоходный вал принят подшипник №315. Для данного подшипника динамическая грузоподъёмность Сr = 89000 Н, статическая грузоподъёмность Соr = 72000 Н.
Проверка на статическую грузоподъемность:
Расчет подшипника на заданный ресурс:
Эквивалентная нагрузка на подшипник:
Рr= (XVR +YFa) KбKm
Так как нагрузка Fa = 0, то коэффициенты X = 1, а Y = 0
V = l - коэффициент учитывающий вращение колец;
Кб = 1,5 - коэффициент безопасности, принят по таблице;
Кт = 1 - температурный коэффициент.
Рr= (1·1·5416) ·1,5·1=8124 H
Расчётная долговечность подшипника в часах:
где а23 = 0,7 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации;
а1 = 1 - коэффициент, долговечности в функции необходимой надежности;
k = 3 - показатель степени для шариковых подшипников. Так как расчетный ресурс , то предварительно назначенный подшипник 315 пригоден.
При требуемом ресурсе надежность выше 90%.
Шестерни выполняем как единое целое с валом, размеры этой детали определены ранее.
Рис. 7.1
При крупносерийном производстве заготовку зубчатого колеса получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Представленная на рис.7.1 конструкция колеса имеет несложную технологию изготовления, небольшой вес, обеспечивает экономию материала и достаточную несущую способность.
Размеры колес вычисляем в зависимости от диаметров валов под колеса и ширин колес вычисленных ранее.
Колесо быстроходной ступени:
Диаметр ступицы:
dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 65 = 100,75 мм
принимаем dcm= 105 мм.
Толщина зубчатого венца:
S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 3 + 0,05 · 45 = 8,85 мм
|
Фаска:
f=0,5 · m = 0,5 · 3 = 1,5 мм
принимаем в соответствии f = 1,5 мм, угол фаски 45°.
Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на диске колеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:
С = 0,5 · b = 23 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм
На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.
Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.
Колесо тихоходной ступени:
Диаметр ступицы:
dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 86 =129 мм
принимаем dcm= 130 мм.
Толщина зубчатого венца:
S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 5 + 0,05 · 80 = 15 мм
принимаем S = 18 мм.
Фаска:
f=0,5 · m = 0,5 · 5 = 2,5 мм
принимаем в соответствии f = 2,5 мм, угол фаски 45°.
Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на диске колеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:
С = 0,5 · b = 40 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм
На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.
Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.
Для соединения валов с деталями вращения принимаем шпонки по ГОСТ 23360-78 как наиболее простые по конструкции. Расчёт шпонки сводится к определению её рабочей длины. Размеры шпонки выбираем в зависимости от диаметра соответствующего вала.
Шпонка соединения полумуфты и быстроходного вала:
,
где h = 8 мм - высота шпонки; d = 40 мм - диаметр выходного конца вала; [σсм] = 180 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку - 12 х 8 х 22 ГОСТ 23360-78
Шпонка соединения промежуточного вала и колеса:
где h = 11 мм - высота шпонки; d = 60 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку - 18 х 11 х 45 ГОСТ 23360-78
Шпонка соединения тихоходного вала и колеса:
где h = 14 мм - высота шпонки; d = 86 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку - 22 х 14 х 50 ГОСТ 23360-78
Шпонка соединения полумуфты тихоходного вала:
где h = 12 мм - высота шпонки; d = 70 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку - 20 х 12 х 100 ГОСТ 23360-78
Применяя метод сечений строим эпюры изгибающих моментов в плоскостях XOZ и YOZ. Эпюры представлены на рис.9.1.
По эпюрам определяем максимальные значения изгибающих моментов и крутящего момента:
Mymax = 245157 Н · мм
Mxmax = 519788 Н · мм
Mкр max = 2746540 Н · мм
9.2. Проверка статической прочности валаДля тихоходного вала опасным является сечение под подшипником, расположенным ближе к выходу вала, где действует максимальный изгибающий момент.
Геометрические характеристики сечения:
Момент сопротивления изгибу:
Момент сопротивления кручению:
Напряжение от изгиба:
,
где
- коэффициент перегрузки, для асинхронных двигателей
Fmax = 0 - т.к отсутствует осевая сила
Напряжение от кручения:
,
где
Частные коэффициенты запаса прочности:
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
Статическая прочность обеспечена, т.к ; , где
9.3. Проверка усталостной прочности тихоходного валаПримем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Проверка усталостной прочности состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s] = 1,5 - 2,5. Прочность соблюдена если s ≥ [s].
Производим расчёт для предположительно опасного сечения вала, место посадки колеса на вал - концентрация напряжений обусловлена действием максимальных моментов.
Для опасного сечения вычисляем коэффициент S:
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
;
Напряжения в опасном сечении:
;
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
; ,
где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения; и - коэффициенты снижения предела выносливости:
где и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения; и - коэффициенты влияния качества поверхности; KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. Для оценки концентрации напряжения в местах установки деталей с натягом используют отношение и ).
Коэффициент влияния ассиметрии цикла:
, где
- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений.
Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.
На выходные участки валов, предназначенные для установки полумуфт, назначаем поле допуска n6. На выходных участках с диаметром под подшипник в месте работы уплотнения назначаем поле допуска d9, кроме того место работы манжеты необходимо закалить на глубину h = 0.9...1 мм до твёрдости 40...50 HRC и отшлифовать до шероховатости Ra 0.2. На участке вала под подшипник предусматриваем приемный участок для посадки подшипника с полем допуска d9. Под подшипниками принимаем поле допуска k6. В месте установки зубчатого колеса на тихоходном валу поле допуска t6. На шпоночный паз назначаем поле допуска р9. Предельные отклонения остальных размеров принимаются для отверстий по HI4, валов hi4, остальных ±IТ 14/2.
Шероховатость участков валов сопрягаемых с другими деталями Ra l.25 (кроме указанной выше), шероховатость галтелей и других переходных участков Ra 2.5, шероховатость остальных поверхностей Ra 6.3.
Применим картерную систему смазывания.
Для смазки передачи принимаем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-68.
В соответствии с рекомендациями стр.173 [3] глубина погружения в масло колёс цилиндрического редуктора: 2m≤ h≤ 0.25· d2т, но не менее 10 мм.
Смазка подшипников осуществляется закладыванием пластичной смазки в подшипниковые узлы. Смазочный материал ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-74.
Для слива масла из редуктора предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой по ГОСТ 12718-67.
Для контроля за уровнем масла предусмотрим маслоуказатель П-30 по МН 176-63.
При длительной работе редуктора в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки, чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой при помощи установки отдушины в верхней его точке, отдушину используем также в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.
Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания из вне пыли и влаги принимаем для обоих валов манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Для предотвращения попадания смазки из картера в подшипниковые узлы и попадания пластичной смазки подшипников в картер предусматриваем маслоотражательные кольца.
Крышки подшипников принимаем привертными в соответствии с рис.12.1
Крышки изготовим из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79.
Определяющим в конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Толщину стенки б, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этого параметра.
Определение размеров крышки подшипника быстроходного вала.
Наружный диаметр подшипника быстроходного вала D = 100 мм, принимаем δ=7 мм, d =10 мм, z = 6.
Толщина флаца крышки:
δ1 =1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм
принимаем δ 1 = 9 мм.
Толщина центрирующего пояска крышки:
δ2 = δ= 7 мм
Диаметр фланца крышки:
Dф = D + 4d = 100 + 4 · 10 = 140 мм
Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного винта:
C = d = 10 мм
Определение размеров крышки подшипника промежуточного вала.
Наружный диаметр подшипника D = 110 мм, принимаем δ=7 мм, d = 10 мм, z = 6.
Толщина фланца крышки:
δ1 =1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм
принимаем δ 1 = 9 мм.
Толщина центрирующего пояска крышки:
δ2 = δ= 7 мм
Диаметр фланца крышки:
Dф = D + 4d = 110 + 4 · 10 = 150 мм
Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного винта:
C = d = 10 мм
Определение размеров крышки подшипника тихоходного вала.
Наружный диаметр подшипника D = 160 мм, принимаем δ =8 мм, d =12 мм, z = 6. Толщина фланца крышки:
δ1 = 1,2δ = 1,2 · 8 = 9,6 мм
принимаем δ1 =10 мм.
Толщина центрирующего пояска крышки:
δ2 = δ = 8 мм
Диаметр фланца крышки:
Dф = D + 4d = 160 + 4 · 12 = 208 мм
Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного винта:
C = d = 12 мм.
Редуктор вместо указанного в задании вертикального исполнения будет иметь обычное горизонтальное исполнение, из-за конструктивных особенностей данного редуктора.
Поскольку предполагается крупносерийное, а не единичное производство привода, то корпус редуктора целесообразнее выполнить литым. Таким образом оправдываются расходы на оснастку для литья, за счёт высокой производительности.
Корпус состоит из двух частей картера и крышки, соединённых болтами по ГОСТ 7808-70. Для того чтобы точно зафиксировать крышку относительно корпуса при обработке отверстий и сборке применяем штифты по ГОСТ 3129-70. Подшипниковые узлы закрываются точёными привертными крышками. Картер и крышку привода отливают из чугуна СЧ15 ГОСТ 1412-79. После отчистки отливок производят механическую обработку плоскостей и отверстий.
Для определения размеров корпуса используем данные главы 17 [3].
Толщина стенки картера и крышки:
принимаем δ = 10 мм.
где ТТ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора.
Толщина фланца корпуса и крышки:
b = 1,5δ = 1,5 · 10 = 15 мм
Ширина фланца корпуса и крышки:
l = 2,2δ = 2,2 · 10 = 22 мм
принимаем l =30 мм.
Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:
принимаем d = 18 мм.
Диаметр болтов крепления редуктора к раме:
dф = 1,25 d= 1,5 · 18 = 24 мм
принимаем dф =24 мм.
Диаметр штифтов фиксирующих крышку относительно корпуса:
dшт = 0,8d = 0,8 · 18 = 14,4 мм
принимаем dшт =16 мм.
Места крепления корпуса к раме принимаем в виде лап расположенных по углам корпуса.
Обрабатываемые поверхности крышки и картера выполняем в виде платиков. Прочие размеры корпуса и его конструктивные формы определяются прорисовкой.
Для транспортировки корпуса и удобства снятия крышки предусматриваем проушины.
Для осмотра зацепления и залива масла предусматриваем люк в крышке закреплённый на ней винтами М6х12 ГОСТ 7473-72.
Для обеспечения точного и постоянного взаиморасположения элементов привода применяем сварную раму.
Рама сваривается из стандартных швеллеров и листов. Размеры рамы определяются прорисовкой привода. При сварке располагаем швеллеры полками наружу, поскольку так удобнее крепить на неё элементы привода.
Элементы привода крепятся к раме при помощи болтового соединения. Для более надёжного соединения в местах установки болтов на внутренние поверхности полок швеллеров накладываем шайбы. Такие же шайбы устанавливаем в местах установки фундаментных болтов, предназначенных для крепления рамы к полу.
К полу рама крепится при помощи фундаментных болтов с коническими концами. Болты устанавливаются в отверстия в полу и заливаются цементом.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
На ведущий вал насаживают маслоотбойные кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80 - 100 °С.
В промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; затем надевают дистанционную втулку и устанавливают маслоотбойные кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле.
В ведомый вал собирается аналогично промежуточному.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус при помощи двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
Закладывают пластичную смазку в подшипниковые узлы.
После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия и пробки, указывающие уровень масла.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленной техническими требованиями.
15.2 Монтаж приводаПосле монтажа рамы и установки барабана к раме крепят редуктор, контролируя при установке соосность быстроходного вала и вала двигателя, тихоходного вала редуктора и вала барабана.
Далее валы соединяют муфтами.
Проводят обкатку редуктора и двигателя в течение 30 минут.
В данном проекте в результате работы был разработан привод ленточного транспортёра. Транспортёр предназначен для перемещения отходов производства (древесная щепа), полностью отвечающий требованиям отраженным в техническом задании.
1. Анурьев В.И. "Справочник конструктора машиностроителя" М.: Машиностроение 1978.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. "Конструирование узлов и деталей машин" М.: Высшая школа 2001.
3. Чернавский С.А. "Курсовое проектирование деталей машин" М.: Машиностроение 1979.
4. Васильев В.З. "Справочные таблицы по деталям машин" М.: Машиностроение 1966.
... и отдельных элементов привода [Л1] (табл. 1.2.1). Для нашего привода (рис.1): Рисунок 1 – Схема привода: 1 – электродвигатель, 2 – ременная передача, 3 – редуктор конический одноступенчатый, 4 – цепная передача. Расчетная мощность электродвигателя, кВт: ; (1.2) На основании рекомендуемых min и max величин передаточных чисел u для ...
... поверхности конуса, так и в кольцевом пространстве, сопровождающегося соударениями частиц друг с другом и со стенками корпуса и ротора. Рис. 8. Центробежный смеситель В смесителях, предназначенных для смешения материалов с плохой сыпучестью, в кольцевом пространстве корпуса устанавливают раму 6 с лопастями и острым скребком, который входит внутрь конуса. Под влиянием сил, действующих со ...
... местные отсосы (предупреждение поступления вредных веществ в помещение путем их отсоса мокрыми пылеулавливающими устройствами); индивидуальной защиты (применение респираторов). Обслуживание оборудования для производства макарон характеризуется концентрацией внимания оператора следящего за выполнением различных процессов. Для снижение зрительных нагрузок применяется боковое естественное освещение ...
0 комментариев