|
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.
Диаметр 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.
Диаметр 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
Диаметр 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.
Установка 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.
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.
На 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
принимаем S = 10 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:
My max = 245157
Н · мм
Mx max = 519788
Н · мм
Mкр max = 2746540 Н · мм
Для 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
Примем, 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.
После 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.