Выбор и кинематический расчет электродвигателя. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов. Проектный и проверочный расчеты передач. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей.
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи движения от вала двигателя к валу рабочей машины. Редуктор состоит из корпуса, в который помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колес [1, рис.4.1.
Введение
Темой данного курсового проекта является проектирование привода конвейера минимальной массы. Привод конвейера состоит из электродвигателя, зубчато-ременной передачи и редуктора.
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи движения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в который помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным, реже сварным - стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.
Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.
Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин.
Конструкция редуктора отвечает техническим и сборочным требованиям. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности индивидуального производства.
В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.
1. Выбор и кинематический равсчет электродвигателя
Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода.
1.1 Определение мощности электродвигателя
Для определения мощности электродвигателя, определим мощность на валу:
Определяем частоту вращения выходного вала:
где =
Тогда 1.2 Определение общего КПД
По справочным данным [1, табл. 1.2.1] определяем приблизительные значения КПД передач: 1. КПД муфты - ;
2. КПД подшипников - ;
3. КПД цилиндрической передачи - ;
4. КПД зубчато-ременной передачи - ;
Тогда общий КПД будет равен
.
Отсюда требуемая мощность: 1.3 Выбор электродвигателя
По справочным данным [1, табл. 17.7.1] выбираем электродвигатель асинхронный с номинальной мощностью равной или несколько превышающий : Электродвигатель 4А132SY3 =7,5 КВТ, , dэд=38 мм.
1.4 Определение передачного числа
28,07
Передаточное число ступеней: По [1, табл. 1.2.2] определяем передаточное число
-Быстроходный: ;
-тихоходный: ;
Тогда для зубчато-ременной передачи:
1.5 Определение количества оборотов на выходе
1.6 Определение угловой скорости
2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов
2.1 Определение мощностей
Определение мощности на валах редуктора производится с учетом потерь мощности в подшипниках передач по формуле: ;
Где - мощность на расчетном валу, КВТ;
- мощность на предыдущем валу, КВТ;
- КПД передачи между двумя валами
.
2.2 Определение передаваемых крутящих моментов где - крутящий момент на валу, Н М;
- мощность на валу, КВТ;
- угловая скорость, .
Таблица 2.1 Значение частот вращения мощностей, крутящих моментов, оборотов и передаваемых отношений на валах
№ вала P, КВТ , n, U
I 7,06 151,844 46,495 1450 3,622
II 6,57 41,492 156,721 400,324
3,1
III 6,309 13,523 466,547 129,137
2,5
IV 5,76 5,409 1064,84 51,655
3. Расчет передач: проектный и проверочный расчеты. Расчет передач на ЭВМ и сравнительный анализ
3.1 Расчет зубчато-ременной передачи
Рис. 3.1. Зубчато-ременная передача
Определяем модуль ремня и трапецеидальными зубьями, мм m=f( [1, рис. 2.4.3] где
- коэффициенты, учитывающий динамические нагружения передачи и режим ее работы, [1, табл. 2.2.2]
.
По [1, рис. 2.4.3] определяем m=5 мм.
Шаг зубьев, мм m= 5=15,71 мм
Размеры ремня
По [1, табл 2.4.1] выбираем
, ММН, мм , мм , мм , мм , мм2?
15,71 6,5 0,8 3,5 5,0 1,2 1,2 40
Минимальное число зубьев ведущего шкива, шт: Минимальное число зубьев ведомого шкива, шт: =18 3,622=65,195
Округляем до целого числа
Действительное передаточное отношение: =
Диаметры шкивов, мм: =18 90 мм;
=65 325 мм;
Минимальное межосевое расстояние, мм: = =214 мм
Число зубьев ремня Zp, шт: Для , Zp=
Где = ;
Тогда Zp=
По [1, табл. 2.4.4] определяем ближайшее число Zp=80 шт
Межосевое расстояние при выбранном Zp , мм: Для , a= ;
Число зубьев на дуге обхвата, шт: =5,22 шт. Принимаем
Ширина ремня, шт: = = =22,59 мм
Учет количества зубьев на дуге обхвата при ?6 производится следующим образом: если принимает значение 5, то величину умножается на 1,25. Полученная величина округляется до ближайшего значения по [1, табл 2.4.4].
=1,25 =28,23 мм. Округляем, согласно [1, табл 2.4.4] =32 мм.
Сила, нагружающая валы передачи, H: F=(1,10…1,15) где =20 20 =1033,2 H
Тогда F=(1,10…1,15)
Принимаем F=1150 H
Рационализация конструктивных решений. Зубчатые ремни чувствительны к перегрузкам. При перегрузке ремни могут разрушаться. Для избегания этого применяются фрикционные предохранительные муфты. Фрикционные предохранительные муфты должны быть тонко настроены по моменту их срабатывания примерна равна 0,9 от общего момента, который необходимо передать при помощи зубчато-ременной передачи. Фрикционные предохранительные муфты так же сглаживают момент к ведомому валу.
Мы будем использовать вариант исполнения фрикционных как отдельная сборочная единица, т.е. она будет крепится к шкиву винтами. Так же существуют и интегрированные муфты в шкив, однако их использование невыгодно, так как при поломке муфты, придется менять весь шкив.
3.2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи
Выбор материала для шестерни и зубчатого колеса. По рекомендациям из справочных данных [1, табл 4.1.2, табл. 4.1.4] принимаем для изготовления шестерни Сталь 45Х, термообработка - закалка; для колеса Сталь 40Х, термообработка - закалка.
ШЕСТЕРНЯ: . Выбираем ;
;
;
КОЛЕСО: . Выбираем ;
;
;
Допускаемые контактные напряжения для проектировочного расчета закрытых передач.
Базовое число циклов, соответствующих пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса [1, рис. 4.1.1]
Эквивалентное число циклов: ;
где с=1 - число зацеплений зуба за один оборот [1, рис. 4.1.3]
- продолжительность работы передачи, часов;
=
- коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному: ,
где j - коэффициент приведения переменного режима нагружения переменного режима к эквивалентному постояннному. Определяется в соответствии с циклограммой [1, рис. 4.1.4] показатель степени кривой усталости; .
.
Тогда =8,26 ;
2,66 ;
Коэффициент долговечности: ;
, то =20
=1,002
=1,13
Для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев
;
.
Предел контактной выносливости, МПА: 200;
200=1033 МПА;
200=965 МПА.
Допускаемые контактные напряжения, МПА: ;
=772,3 МПА;
=823,8 МПА;
Для цилиндрических колес при HRC1 HRC2
?1,25
?965,375 МПА
?965,375 МПА
Окончательно принимаем =772,3 МПА.
Допускаемые контактные напряжения для проверочного расчета закрытых передач.
Где - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхностей зубьев [1, табл. 11.2.3, табл. 11.3.5], =0,9;
- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса [1, рис.4.1.7], =1,0
- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колес [1, рис.4.1.7];
;
;
Для цилиндрических колес при HRC1 HRC2
?1,25
?970,3 МПА
?970,3 МПА
Окончательно принимаем = МПА.
Допускаемые изгибные напряжения для проектировочного расчета
Базовое число циклов напряжений ц.
Эквивалентное число циклов: ;
- коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному
=? ( ;
где =9 при HB 350 [1, п.4,2]
=
Тогда =5,597 ;
1,809 ;
Коэффициент долговечности:
Для
Предел выносливости зубьев при изгибе, МПА
) МПА [1, табл. 4.1.5]
;
;
Допускаемые контактные напряжения, МПА: ;
где - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, =1,0 [1, п. 4.5]
=330 МПА;
=300 МПА;
Допускаемые изгибные напряжения для проектировочного расчета
, МПА где - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба, =0,95 [1, п. 11.2.3 и п. 11.2.5]
- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, =1,04
- коэффициент внешней динамической нагрузки [1, табл. 4.2.9 ].
- коэффициент ширины шестерни, относительно межосевого расстояния
= ;
где, 0,4…0,9 [1, табл. 4.2.5 ]. Принимаем 0,8.
= =0,39
Тогда ( 1) =137,346 мм.
Ширина венцов, мм
Зубчатого колеса: = 0,39 137,346=53.576 мм
Принимаем
Шестерни: .
Принимая предварительно , принимаем модуль зацепления, мм. m’= мм
По [1, табл. 4.2.2 ] принимаем m=4 мм
Число зубьев шестерни: =16,75
Округляем до целого числа .
Число зубьев зубчатого колеса
52,7. Округляем до целого числа
Расчетное межосевое расстояние: ;
Действительное передаточное число:
Диаметры зубчатых колес: -Начальных: =4 17=68 мм;
=4 53=212 мм;
-Вершин зубьев: =4 (17 2)=76 мм;
=4 (53 2)=220 мм;
-Ножек зубьев: =4 (17-2,5)=58 мм;
=4 (53-2,5)=202 мм.
Рис. 3.1 - Общий вид цилиндрического зубчатого соединения
Проверка расчетных контактных напряжений.
Окружная сила в зацеплении, H;
= =4401,3 H
Окружная скорость колес, м/с;
Степень точности - 9 [1, табл. ];
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев: Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев, H/мм: = =103,6 H/мм
Расчетное контактные напряжения, МПА
где, - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. =1,77.
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес. =275 МПА.
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. =1,0
Тогда =725,2 МПА
, 725,2 - условие выполняется
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: 1,11 [1, табл. 4.2.7];
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности), [1, рис. 4.2.3 (г)];
10. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев, 11. Удельная расчетная окружная сила при изгибе, H/мм:. Эквивалентное число зубьев: ;
;
13. Коэффициент, учитывающий форму зуба: [1, рис. 4.2.5];
По рекомендациям из справочных данных [1, табл 4.1.2, табл. 4.1.4] принимаем для изготовления шестерни Сталь 45Х, термообработка - закалка; для колеса Сталь 40Х, термообработка - закалка.
ШЕСТЕРНЯ: . Выбираем ;
;
;
КОЛЕСО: . Выбираем ;
;
;
Допускаемые контактные напряжения для проектировочного расчета закрытых передач.
Базовое число циклов, соответствующих пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса [1, рис. 4.1.1]
Эквивалентное число циклов: ;
где с=1 - число зацеплений зуба за один оборот [1, рис. 4.1.3]
- продолжительность работы передачи, часов;
= (получено в п. 2)
- коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному: Тогда =2,66 ;
1,06 ;
Коэффициент долговечности: ;
, то =20
=1,168
=1,303
Для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев ;
.
Предел контактной выносливости, МПА: 200;
200=1050 МПА;
200=982 МПА.
Допускаемые контактные напряжения, МПА: ;
=939,8 МПА;
=979,6 МПА;
Для цилиндрических колес при HRC1 HRC2
?1,25
?1174,75 МПА
?1174,75 МПА
Окончательно принимаем = МПА.
Допускаемые контактные напряжения для проверочного расчета закрытых передач.
Где - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхностей зубьев [1, табл. 11.2.3, табл. 11.3.5], =0,95;
- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса [1, рис.4.1.7], =1,0
- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колес [1, рис.4.1.7];
;
;
Для цилиндрических колес при HRC1 HRC2
?1,25
?1213,6 МПА
?1213,6 МПА
Окончательно принимаем = МПА.
Допускаемые изгибные напряжения для проектировочного расчета
1 Базовое число циклов напряжений ц.
2 Эквивалентное число циклов: ;
- коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному
=0,341 (получено в п. 2)
Тогда =1.809 ;
1,72 ;
3 Коэффициент долговечности: Для
4 Предел выносливости зубьев при изгибе, МПА
) МПА [1, табл. 4.1.5]
;
;
Допускаемые контактные напряжения, МПА: ;
где - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, =1,0 [1, п. 4.5]
=330 МПА;
=300 МПА;
Допускаемые изгибные напряжения для проектировочного расчета
, МПА где - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба, =0,95 [1, п. 11.2.3 и п. 11.2.5]
- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, =1,04
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев: Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев, H/мм: = =420,323 H/мм
Расчетное контактные напряжения, МПА
где, - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. =1,77 .
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес. =275 МПА.
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
= , где =[1,88-3,2( [1,88-3,2( =1,64
Тогда =
=924,7 МПА
, 924,7 - условие выполняется
Расчет и корректировка параметров передачи.
1 Рекомендуется проектировать передачи с коэффициентом осевого перекрытия =1,0.
2 Расчетный коэффициент осевого перекрытия: = .
3 Доведение рассчитанной величины до рекомендуемой =1,0 проводят следующим образом: производят выбор параметров и при изменении: = 1, = 2.
4 Для каждого случая определяют . Полученные результаты сводят в таблицу:
По полученным данным выбираем наиболее результат, близкий к 1 - №2
Новая ширина колеса:
Ширина колеса осталась той же, что получена ранее в п. 2
Проверка расчетных напряжений
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: 1,11 [1, табл. 4.2.7];
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности), [1, рис. 4.2.3 (г)];
Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев, Удельная расчетная окружная сила при изгибе, H/мм: Эквивалентное число зубьев: ;
;
13. Коэффициент, учитывающий форму зуба: [1, рис. 4.2.5];
[1, рис. 4.2.5];
Коэффициент, учитывающий форму зуба: ;
где, - коэффициент, учитывающий наклон зуба, =1-
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, = =
Тогда =146,161 МПА
=131,197 МПА
, 146,161 - условие выполняется
, 131,197 - условие выполняется
Проверка прочности зубьев при перегрузках
Максимальное контактное напряжение: = ;
= =1132,1 МПА; 1132,1 1820 МПА;
= =1132,1 МПА; 888,1 1456 МПА;
Условие выполнено.
Максимальное напряжение изгиба: = 510 МПА;
= 450 МПА;
Условие выполнено.
Силы в зацеплении зубчатых колес.
Уточненный крутящий момент на шестерни,
;
Окружные силы, H
= =10248,8 H;
= =9377,7 H.
Радиальные силы, H
=10248,8 ;
=9377,7 .
Осевые силы, H
=10248,8 .
=9377,7 .
3.4 Расчет передач на ЭВМ и сравнительный анализ
Таблица 3.4.1 Прямозубая передача
Расчетный параметр Значение % расхождения
Расчетное ЭВМ
Эквивалентное число циклов, Шестерня8,26 8,27 0,3
Колесо 2,66 2,67 0,3
Эквивалентное число циклов нагружения, Шестерня5,597 5,6 0,5
Расчетное напряжение при изгибе МПА146,161201,9138,1
Делаем вывод, что расхождения значений, приведенных в таблицах 3.4.1 и 3.4.2, находятся в допустимых пределах. Ширина зубчатого венца имеет отклонение в 75% от расчета на ЭВМ, изза того, что компьютер выбирает средние значения коэффициентов, а я в расчете использовал минимальные.
4. Предварительный расчет диаметров валов
По формуле [1, табл. 1.2.4] определяем предварительно диаметры валов:
где
=15 - для быстроходного вала, =20 - для промежуточного вала, =25 - для тихоходного вала.
5. Подбор и проверочный расчет муфт
Вращающий момент:
По [1, 14.2.3] ГОСТ 20742-93 выбираем цепную однорядную муфту:
Рис. 5.1 - Общий вид выбранной муфты
Параметры муфты, необходимые для расчета сводим в таблицу 5.1: Таблица 5.1
Момент Т*Н Угловая Скорость Рад/с Не более Отверстие Габаритные размеры,мм d Lцил Lном Da L D
1000 84 60 105 73 244 200 210
Окружная сила на муфте:
=0,25 10141,3=3295,3 H
Проверяем муфту на условие смятия рабочих поверхностей:
;
На ведомый шкив в целях рационализации устанавливаем фрикционную предохранительную муфту (ГОСТ 15622-96)
Рис. 5.2 - Общий вид выбранной муфты
Момент Т*Н Угловая Скорость Рад/с Не более Отверстие Габаритные размеры,мм d Lцил Lном Da L D
150 84 20 105 73 110 85 90
6.
Предварительный подбор подшипников
Предварительный подбор подшипников производится по виду действующей нагрузки и диаметру вала. Предварительно принимаем средний вид нагружения валов.
Вал №2.
На 2 валу расположена цилиндрическая прямозубая передача. Поэтому, предпочтительно выбирать подшипники шариковые радиальные однорядные.
Выбираем подшипник №7000108. Значения выбранного подшипника сводим в таблицу 6.1
Таблица 6.1 d, мм D, мм В,мм R, мм С,KH ,КН min maxa
40 68 15 1,5 16,8 9,30 46 63 2
Вал №3.
На 3 валу расположены 2 цилиндрические косозубые передачи. Они работают вместе, с одинаковой окружной, радиальной и осевой силой. Поэтому, предпочтительно выбирать подшипники шариковые радиальные однорядные.
Выбираем подшипник №7000110. Значения выбранного подшипника сводим в таблицу 6.2
Таблица 6.2 d, мм D, мм В,мм R, мм С,KH ,КН min maxa
50 80 16 1,5 21,6 13,2 56 75 2
Вал №4.
На 4 валу расположены 2 цилиндрические косозубые передачи. Они работают вместе, с одинаковой окружной, радиальной и осевой силой. Поэтому, предпочтительно выбирать подшипники шариковые радиальные однорядные.
Выбираем подшипник №7000112. Значения выбранного подшипника сводим в таблицу 6.3
Таблица 6.3 d, MMD, ММВ,MMR, ММС,KH ,КН min maxa
60 95 18 2,0 29,6 18,3 68 88 3
7.
Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
Компоновочная схема производится в тонких линиях. Выполнение начинается с того, что выставляем принятое межосевое расстояние, и рисуются оси. Условно прямоугольниками чертим пары зубчатых зацеплений. Отступая от колес, вычерчиваем внутренний контур корпуса. Выбираем подшипники. Устанавливаем подшипники. Ставим крышки с количеством болтов, зависимым от диаметра отверстий.
Так как окружные скорости редуктора не превышают 3 м/с, то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом, т.е. окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.
Из конструктивных соображений принимаем количество масла, заливаемого в редуктор, 3,5 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 0,5 - 0,8 литра масла на 1 КВТ передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.
Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 2 м/с составляет (10, табл. 10.8). Исходя из этого выбираем для смазки масло ИТП-200 ТУ 38-101292-79.
Для смазки подшипников применяем маслосгонные шайбы, т.к. при окружной скорости, не превышающей 3 м/с подшипники не будут смазываться.
Толщина стенки редуктора: 3)=8 мм
Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора: с=(1,0…1,2) =(8,0…9,6) мм. Выбираем с=8 мм
Ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром =12 мм
По [1, табл. 5.1.1] определяем k=33мм.
S= =8 33 6=47 мм
Контроль уровня масла производится с помощью фонарного маслоуказателя прикрепленного к стенке корпуса редуктора. Слив масла осуществляется через сливное отверстие. Внутри редуктора не происходит так называемой «Маслянной ванны», т.к. окружная скорость меньше 3 м/с и тем самым подшипники не смазываются. Для того чтобы это исключить установим маслосгонные шайбы
8.Расчет вала по эквивалентному моменту
8.1 Выбор материала валов
Для валов принимаем материал Сталь 50, термообработка - улучшение твердость заготовки 190...230 HB, МПА; МПА; МПА, допускаемое напряжение на кручение , .
8.2 Расчет валов
Вал №1
Нагрузка на вал от ременной передачи F=1150 H
Окружная сила, действующая на вал =4594,4 H
Радиальная сила, действующая на вал =1672,4 H
Длины участков балки L1=0,079 м, L2=0,0789 м, L=0,158 м.
Расчетная схема приведена на рисунке 8.1.
Определение реакций опор и построение эпюр
ПЛОСКОСТЬ YOZ:
ПЛОСКОСТЬ XOZ
Вычисляем полные поперечные реакции и :
Вычисляем суммарные изгибающие моменты
Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты
Определяем расчетные диаметры вала в характерных пунктах:
По данным результатам строим эпюры (Рис 8.1): Вал №2
Окружная сила, действующая на вал =5124,4 H; =4401,3 H;
Радиальная сила, действующая на вал =1957,1 H; =1601,9 H;
Длины участков балки L1=0,079 м, L2=0,0789 м, L=0,159 м.
Расчетная схема приведена на рисунке 8.2.
Определение реакций опор и построение эпюр
ПЛОСКОСТЬ YOZ:
ПЛОСКОСТЬ XOZ
;
;
Вычисляем полные поперечные реакции и :
Вычисляем суммарные изгибающие моменты
Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты
Определяем расчетные диаметры вала в характерных пунктах:
По данным результатам строим эпюры (Рис 8.2): Вал №3
Окружная сила, действующая на вал =4688.85 H;
Радиальная сила, действующая на вал =1790,75 H;
Нагрузка на вал от муфты Fm=3295,9 H
Длины участков балки L1=0,079 м, L2=0,0789 м, L=0,159 м.
Определение реакций опор и построение эпюр
ПЛОСКОСТЬ YOZ:
ПЛОСКОСТЬ XOZ
Вычисляем полные поперечные реакции и :
Вычисляем суммарные изгибающие моменты
Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты
Определяем расчетные диаметры вала в характерных пунктах:
По данным результатам строим эпюры (Рис 8.3):
9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
9.1 Вал 1
Выбор подшипников для фиксирующей опоры: Для выбранного подшипника с внутренним диаметром d=25 мм выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник №205, D=52 мм, В=15 мм, R=1,5 мм, С=14 КН, Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н: ;
Где
Тогда, если e, то X=1,0; Y=0; V=1,0
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н: Y , где [1, табл. 8.5.3]; [1, табл. 8.5.4];
Пригодность ранее выбранного подшипника следует из условия С, КН;
14 - Условие выполняется.
9.2 Вал 2
Выбор подшипников для фиксирующей опоры: Для выбранного подшипника с внутренним диаметром d=25 мм выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник №206, D=62 мм, В=16 мм, R=2 мм, С=19,5 КН, Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н: ;
Где , Тогда, если то X=0,56; Y=1,15 [1 табл. 8.5.2]
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н: Y , где [1, табл. 8.5.3]; [1, табл. 8.5.4];
Пригодность ранее выбранного подшипника следует из условия С, КН;
19,5 - Условие выполняется.
9.3 Вал 3
Выбор подшипников для фиксирующей опоры: Для выбранного подшипника с внутренним диаметром d=25 мм выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник №108, D=68 мм, В=15 мм, R=1,5 мм, С=16,8 КН, Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н: ;
Где , Тогда, если то X=0,56; Y=1,15 [1 табл. 8.5.2]
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н: Y , где [1, табл. 8.5.3]; [1, табл. 8.5.4];
Пригодность ранее выбранного подшипника следует из условия С, КН; 16,8- Условие выполняется.
10. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений
10.1 Выбор материала и методика расчета
Для закрепления на валах зубчатых колес, шкива зубчато-ременной передачи, муфты применены призматические шпонки (Рис.10.1), выполненные по ГОСТ 23360 /СТ СЭВ 189-75/. Материал шпонок - чистотянутая сталь 45 для шпонок с пределом прочности .
Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине или на основании допускаемых напряжений находится ее длина.
Рисунок 10.1. Соединение призматическими шпонками.
10.2 Выбор длины и проверочный расчет на смятие шпоночного соединения
Шпонка под ведомый шкив зубчато-ременной передачи: По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=6x6. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=45 мм;
Проверочный расчет на смятие
= [ , Где [ =(80…150) МПА. Принимаем [ =150 МПА;
=
.
Окончательно принимаем шпонку hxbxl=6x6x45 мм.
Шпонка шестерню dвал=30 мм: По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=8x7. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=50 мм;
Проверочный расчет на смятие
= [ , Где [ =(80…150) МПА. Принимаем [ =150 МПА;
=
.
Окончательно принимаем шпонку hxbxl=8x7x50 мм
Шпонка зубчатое колесо dвал=36 мм: По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=10x8. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=50 мм;
Проверочный расчет на смятие
= [ , Где [ =(80…150) МПА. Принимаем [ =150 МПА;
=
.
Окончательно принимаем шпонку hxbxl=10x8x50 мм.
Шпонка под шестерни dвал=34 мм: По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=10x8. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=25 мм;
Проверочный расчет на смятие
= [ , Где [ =(80…150) МПА. Принимаем [ =150 МПА;
=
.
Окончательно принимаем шпонку hxbxl=10x8x25 мм.
10.2.1 Шпонка под зубчатые колеса dвал=34 мм: По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=12x8. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=56 мм;
Проверочный расчет на смятие
= [ , Где [ =(80…150) МПА. Принимаем [ =150 МПА;
=
.
Окончательно принимаем шпонку hxbxl=12x8x56 мм.
Шпонка под муфту dвал=50 мм: По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=10x8. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=50 мм;
Проверочный расчет на смятие
= [ , Где [ =(80…150) МПА. Принимаем [ =150 МПА;
=
.
Проверочный расчет показал, что 150 МПА, значит в данном соединении ставить шпонку нельзя, т.к. высокий крутящий момент может привести к поломке соединения. Для того чтобы соединение было надежным применим шлицевое соединение
Рисунок 10.2. Общий вид шлицевого соединения.
11. Назначение посадок, шероховатостей поверхностей, выбор степени точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей
Единая система допусков и посадок -ЕСДП (ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25347-82) регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации. Основные определения: -номинальный размер-размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям;
Изготовленные детали всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров. Для того, чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны быть выдержаны между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшим и наименьшим предельными размерами называют полем допуска. К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов, расположенных в порядке убывания. Характер соединения деталей называют посадкой. Посадки могут обеспечивать в соединении зазор S или натяг N.
Для определения численного отклонения размера и поля допуска пользуемся
[1, табл.17.3.4, стр.286].
Посадки основных деталей [3, стр.263].
- подшипник - вал, - отверстие-подшипник;
- зубчатое колесо; - распорные кольца;
-отверстие - крышка подшипника, - муфта; - шкивы и звездочки;
Шероховатость поверхности- это совокупность неровностей поверхности с относительно малыми шагами, выделенная с помощью базовой длины. ГОСТ 2789-73 полностью соответствует международной рекомендации по стандартизации. Параметры шероховатости выбирают из приведенной номенклатуры среднее арифметическое отклонение геометрического профиля; высота неровностей профиля по десяти точкам.
При определении шероховатостей на рабочих валах пользуемся:
РАБОЧИЙ ЧЕРТЕЖ ВАЛА
Погрешности формы и расположения поверхностей возникают при обработке деталей вследствие деформаций оборудования, инструмента и деталей, неоднородности материала заготовки и др. Допуски формы и расположения указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2.308-79.
Базой является ось вала.
РАБОЧИЙ ЧЕРТЕЖ ВАЛА - [1, п.3, стр.69]
А) допуск радиального биения
-поверхностей установки подшипников качения-0,5 допуска круглости;
-поверхностей установки ступиц различного вида колес, муфт и т. д. [1, табл., стр.69]:
Г) допуски параллельности и симметричности элементов соединений «вал-ступица» [1, п. 10.1, 10.2, стр.125]: -параллельность шпоночного паза к оси вала (втулки)-0,5ITN его ширины;
РАБОЧИЙ ЧЕРТЕЖ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОЛЕСА - [1, стр.140]
-допуск радиального биения , мкм поверхности заготовки под диаметр вершин зубьев относительно поверхности А [1, табл. 11.2.5, стр.140]:
-допуск осевого биения , мкм, ступицы колеса и базовых поверхностей венца относительно поверхности А [1, табл. 1.2.6, стр.140]:
12. Расчет вала на выносливость
12.1 Быстроходный вал
Рассмотрим сечение в т. С - колеса на вал. Вал изготовлен из стали 45, МПА.
МПА.
Изгибающий момент равен 46513,7 Нмм.
Крутящий момент на валу 56170 Нмм.
МПА.
Следует проверить это сечение на прочность и жесткость.
Условие прочности
, где: ; .
По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты: ; ;
момент сопротивления изгибу.
момент сопротивления кручению.
По табл. 14.3 [4], выбираем: ;
По табл. 14.4 [4], выбираем: ; .
Таким образом: ; .
.
; .
. Выносливость вала обеспечена.
12.2 Промежуточный вал
Рассмотрим сечение в т. С - колеса на вал. Вал изготовлен из стали 45, МПА. МПА.
Изгибающий момент равен 228426,7 Нмм.
Крутящий момент на валу 191479 Нмм.
МПА.
Следует проверить это сечение на прочность и жесткость.
Условие прочности
, где: ; .
По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты: ; ;
момент сопротивления изгибу.
момент сопротивления По табл. 14.3 [4], выбираем: ;
По табл. 14.4 [4], выбираем: ; .
Таким образом: ; .
.
; .
. Выносливость вала обеспечена.
12.3 Тихоходный вал
Наиболее нагруженным сечением вала является точка С - посадка подшипника на вал. Вал изготовлен из стали 45, МПА.
МПА.
Изгибающий момент равен 482892,8 Нмм.
Крутящий момент на валу 580405 Нмм.
МПА.
Условие прочности: , где: ; .
По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты: ; ;
- момент сопротивления изгибу.
- момент сопротивления кручению.
По табл. 14.3 [4], выбираем: ;
По табл. 14.4 [4], выбираем: ; .
Таким образом: ; .
.
; .
. Выносливость вала обеспечена.
13. Описание сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом.
На быстроходный вал (поз. 8) надевается шестерня (11) вместе со шпонкой (47). Затем - втулка (18), масло сгонные шайбы (15) и подшипники (51) по схеме «враспор». Все это мы закрепляем упругими кольцами.
На промежуточный вал (9) устанавливаются зубчатые колеса (13) вместе со шпонками (48), а так же распорные кольца (20), маслоудерживающие шайбы (16) и подшипники (52).
На тихоходный вал (26) устанавливается зубчатое колесо (30), распорное кольцо (20), маслоудерживающие шайбы (5) и подшипники (59).
Полученные узлы валов устанавливаются в соответствующие отверстия в основании корпуса (27).
Далее необходимо установить внутреннюю крышку корпуса (26), закрепив ее с помощью болтовых соединений (39, 43, 46), а так же используя штифты (54).
