Задний привод

Задний привод

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет Машиностроительный

Кафедра "Детали машин, ПТМ и М"

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине "Механика"

Исполнитель

Никитина Елена Николаевна

Руководитель проекта

Калина Алла Александровна

Минск 2012

Оглавление

1.      Описание устройства и работы привода

.        Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

.        Расчёт передач

3.1 Расчёт цепной передачи

.2 Расчёт конической прямозубой передачи

.        Предварительный расчёт валов

.        Выбор муфты

.        Подбор подшипников качения по долговечности

.        Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений

.        Расчёт валов на выносливость

.        Расчёт элементов корпуса редуктора

.        Выбор посадок, квалитетов точностей и шероховатостей поверхности, допусков формы и отклонения поверхностей

.        Выбор типа смазки для передач и подшипников

.        Описание сборки редуктора

Литература

привод подшипник электродвигатель редуктор

.        Описание устройства и работы привода

Привод представляет собой систему, состоящую из двигателя и связанных с ним устройств для приведения движения 1-го или нескольких твердых тел, входящих в состав машины. Привод предназначен для преобразования параметров двигателя в параметры рабочей машины.

В соответствии с заданием привод состоит из: цепной передачи, муфты, двигателя, редуктора.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Приводное устройство, разработанное в проекте по предложенной схеме, состоит из электродвигателя, вращение от которого посредством цепи передаётся на редуктор. Редуктор с помощью жесткой муфты связан с валом рабочей машины. Так как вал рабочей машины имеет небольшую частоту вращения, необходимо понизить частоту вращения двигателя и увеличить крутящий момент. Редуктор одноступенчатый. Передача коническая прямозубая. Валы установлены в подшипниках качения. Проходные крышки входного и выходного вала снабжены манжетными уплотнениями. Жесткая муфта служит для компенсации всех видов смещений: осевых, радиальных, перекоса осей.

Корпус редуктора выполнен разъемным из стали марки Ст 45 ГОСТ 1050-88. Оси валов редуктора расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора. Валы редуктора изготовляются из стали 45.

2.      Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

Исходные данные:

1. Окружное усилие на валу конвейера: F_t = 1,0 кH;

2. Окружная скорость на конвейере: v=0,8 м/с;

. Диаметр вала конвейера: D=250 мм;

. Рабочий ресурс привода: L_t =15000 часов;

. Угол наклона цепной передачи к горизонту: α=30°;

Выбираем асинхронный электродвигатель по мощности, потребляемой приводом, и необходимой частоте вращения вала ротора. Перегрузка по мощности допускается 8% (однако, не желательно).

а) Рассчитываем мощность на валу конвейера:

;

б) Определяем мощность потребляемую приводом:

Принимаем КПД по табл.3.1,[1, стр.15]

·        КПД муфты -

·        КПД цепной передачи -

·        КПД конической зубчатой передачи -

·        КПД подшипников -

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью 1,1 кВт.

в) Определим частоту вращения вала конвейера.

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью

P_ном= 1,1 кВт , n_синх=1000 мин^-1, n_ас=920 мин^-1 ;

Выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый 80В6/920 (табл.19.27, стр. 384[1]) с асинхронной частотой вращения 920, при этом общее передаточное равно 15,046.

Разбиваем общее передаточное отношение по рекомендациям ГОСТ 2185- 66. Принимаем у зубчатой конической : , тогда у цепной передачи - ;

Кинематический и силовой расчет привода.

Определяем мощность (кВт).

где - мощность на валу, кВт;

 - мощность на предыдущем валу, кВт;

 - КПД передачи между двумя валами.

;

;

;

;

Определяем частоты вращения валов (мин^-1).

;

;

;

Определяем моменты на валах:

 ;

;

;

;

;

, где  .

Таблица 2.1. Значения частот вращения, мощностей и моментов на валах

3. Расчёт передач

3.1 Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета цепной передачи.

По [1, cтр. 88, табл. 7.11] принимаем число зубьев меньшей звездочки (по передаточному числу )

Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации

где - коэффициент динамичности нагрузки ;при спокойной нагрузке =1[4,c.68].

- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние; примем =1 при

- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи; при регулировке оси одной из звездочек =1,25 (для периодического регулирования цепи);

- коэффициент, учитывающий характер смазки; при регулярной капельной смазке =1,5 (цепь периодически смазывается);

-коэффициент, зависящий от продолжительности работы в сутки; при односменном режиме работе =1;

-коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, если линия центров наклонена до 60⁰; =1.

Ориентировочно допускаемое давление в шарнирах определим по [1, cтр. 89, табл. 7.12]в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки

Определяем ориентировочное значение шага цепи, принимая число рядов цепи

Зададимся двумя смежными шагами цепи ПР (приводная роликовая нормальная степень) по ГОСТ 13568-75 (табл.) и рассчитаем оба варианта цепей:

Табл.3.1 Размеры цепей приводных роликов (по ГОСТ 13568-75), мм

Табл.3.2 Расчет цепной передачи

Межосевое расстояние оптимальное (т. к u=4,238)508635

Число ударов цепи  по [1, cтр. 92, табл. 7.17]6050Условие

Расчетный коэффициент запаса прочности

по [1, cтр. 93, табл. 7.18]

Условие выполняется.

Принимаем роликовую однорядную цепь ПР - 15,875 - 2270 - 1 по ГОСТ 13568-75.

Определяем наибольшую хорду, необходимую для контроля звездочек:

Табл.3.3 Размеры звездочки в осевом сечении

Координаты точки C

Координаты точки O

Угол наклона радиуса вогнутости

Ширина внутренней пластины b=14,73 мм по ГОСТ 13568-75.

Расстояние между внутренними пластинами  по ГОСТ 13568-75.

Радиус закругления зуба

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений

Диаметр обода (наибольший)

Радиус закругления у основания зуба при

Ширина зуба однорядной звездочки

3.2 Расчёт конической прямозубой передачи

Выбор материала колёс и способ их термообработки:

В качестве материала для изготовления шестерни принимаем Ст45 с термообработкой - улучшение, для изготовления колеса - Ст40Х. Твёрдость по Бринелю для колеса: H_HB 2=280 HB, для шестерни: H_HB 1=310 HB .

Определяем допускаемые контактные напряжения:

- предел контактной выносливости материала, соответствующей базе испытаний и зависящий от средней твёрдости поверхности слоёв зубьев:

МПа

Для шестерни-

Для колеса-

S_H -коэффициент запаса прочности для зубчатых колёс с однородной структурой материала:

S_H=1,1, если H ≤ 350 HB [3, cтр. 278, табл. 10.16];;

Z_H - коэффициент долговечности:

 - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующие пределу выносливости:

 - число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи, при постоянной нагрузке:

=1 - число колёс, находящихся в зацеплении с рассчитываемым;

L_h - срок службы привода;

L_h=15000 часов;

n - частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса;

m - показатель степени, который принимает значения:

m=20, если N_Hlim <N_K;

m=6, если N_Hlim≥N_K;

Из расчётов видно, что , , поэтому m=20.

Для рассматриваемой конической передачи в качестве расчётного принимаем меньшее значение:

Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на выносливость:

предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений.

_F - коэффициент безопасности; S_F =1,4 - 1,7 [3, cтр. 278, табл. 10.16];

Y_A - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

Y_A=1 - при одностороннем приложении нагрузки;

Y_A=0,7 - 0,8 при двухстороннем [3, cтр. 280];

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба [3, cтр. 281];

Y_R =1,2 - при полировании переходной поверхности;

Y_R=1,0 - в остальных случаях.

Y_N - коэффициент долговечности (не меньше 1);

_Flim - базовое число циклов перемены напряжений.

 - для любых сталей [3, cтр. 281];

N_K - общее число циклов перемены напряжений при нагрузках с постоянными амплитудами:

Ранее было получено, что N_K1=8,28·10⁸ циклов, N_K2=2,3324·10⁸ циклов.

q_F - показатель степени: q_F=6 (H_HB≤350 HB) [3, cтр. 282, табл. 10.17];

Принимаем Y_N1=Y_N2=1, так как N_Hlim1(2) <N_K1(2)

Определяем геометрические параметры передачи и колёс:

При H_HB≤350 H имеем формулу:

_e2 - внешний делительный диаметр колеса;

K_d - вспомогательный коэффициент, учитывающий тип передачи:

K_d =99 - для прямозубых передач;

K_Hβ - коэффициент, учитывающий равномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, принимают по графику в зависимости от соотношения [1, стр.74]:

ψ_be - коэффициент ширины зубчатого венца:

Принимаем K_be = 0,2, тогда

По графику выбираем: H_Hβ=1,125

Принимаем d_e2=160 мм. По ГОСТ 12289-76 выбираем в зависимости от принятой величины внешнего делительного диаметра b_w=24 мм.

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Число зубьев конической шестерни выбираем из промежутка Z=18 - 32; Z₁=20; Z₂=u·Z₁=3,55·20=71; принимаем z₂=71.

Определяем фактическое передаточное число передачи:

Определяем внешний окружной модуль:

Определяем внешний делительный диаметр шестерни:

Определяем углы делительных конусов:

Определяем внешнее конусное расстояние:

Определяем среднее конусное расстояние:

Определяем средний окружной модуль:

Определяем средний делительный диаметр:

Определяем коэффициент смещения инструмента:

β_m =0, т.к. передача прямозубая;

x₂= -x₁= -0,412;

Определяем коэффициент расчётной толщины зуба исходного контура:

Определяем внешнюю высоту головки зуба:

Определяем внешнюю высоту ножки зуба:

Определяем внешнюю высоту зуба:

Определяем внешнюю окружную толщину зуба:

Определяем угол ножки зуба:

Определяем угол головки зуба:

Определяем угол конуса вершин:

Определяем угол конуса впадин:

Определяем внешний диаметр вершин зубьев:

Проверим коэффициенты ширины венца:

Определяем среднюю окружную скорость зубчатых колёс:

Для передачи выбираем восьмую степень точности.

Определяем значения усилий в коническом зацеплении:

- Окружная сила на шестерне и колесе:

- Радиальная сила на шестерне равна осевой силе на колесе:

-- Осевая сила на шестерне равна радиальной силе на колесе:

_wm2 - средний начальный диаметр;

α - угол профиля исходного контура;

δ - угол делительного конуса.

Схема действия сил:

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев:

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности:

_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряжённых зубчатых колёс.

Z_E =192 МПа^1/2- для стальных зубчатых колёс [3].

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления.

α_w = 20⁰ -угол зацепления;

Z_ε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Z_ε =1 - для прямозубых колёс [3].

K_Hβ =1,125 (см. ранее)

K_Hv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

_A - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку.

K_A =1[9,стр. 329];

ω_H v - удельная окружная динамическая сила, Н/мм; [9,стр. 328]

δ_H - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев:

δ_H =0,06 [9,стр. 329,табл.18.2].

g_o - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;g_o =6,1 - по восьмой степени точности [9,стр. 329,табл.18.3]

Как определили ранее, средняя окружная скорость v=1,855 м/с, u=3,55, d₁=38,503 мм.

Процент недогрузки < 10%.

Проверка передачи на выносливость при изгибе:

Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности:

Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле:

_F -коэффициент нагрузки[3,стр. 266]:

_A -коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку

K_A =1;

K_Kv - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении [3,стр. 266]:

ω_Fv - удельная окружная динамическая сила, Н/мм :

δ_F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [9,стр. 329]:

δ_H =0,016;

g_o - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [9,стр.329]:

g_o =6,1 - по восьмой степени точности [9,стр. 329,табл.18.3].

_Fβ - коэффициент, учитывающий равномерность распределения нагрузки по длине контактных линий [1, стр. 73]:

_be = 0,2 - 0,3;

По графику выбираем: K_Fβ=1,4 [1, стр. 73,рис.6.3].

K_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_Fα =1 - для прямозубых передач.

_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

Расчёт выполняется для менее прочного зубчатого колеса, т.е. для того из колёс, у которого отношение  меньшее:

Для шестерни:

Для колеса:

Т.к. это отношение для шестерни меньше, чем для колеса, то расчёт ведём дальше по шестерне.

Y_β - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Y_β =1 - для прямозубых.

Y_ε - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Y_ε =1 - для прямозубых колёс.

Условие прочности выполняется, т.к. σ_F ≤ σ_FP , 70,732 ≤ 319,12.

4. Предварительный расчёт валов

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных концов валов d_вых:

где [τ]_к - допускаемое напряжение кручения для материала вала;

- крутящий момент в поперечном сечении вала.

Ведущий вал

Принимаем [τ]₁ = 25 Н/мм ² (т.к. на выходной конец вала насажена муфта)[2, стр. 31] , получаем:

Полученное значение округляем до стандартного ряда: =18 мм.

Из конструктивных соображений с учётом размеров стандартных изделий, насаживаемых на вал, принимаем:

·   диаметр вала под уплотнительную манжету d_м=22 мм;

·        диаметр резьбового участка вала d_р=М27´1,5 мм;

·        диаметр вала под подшипниками d_n=30 мм;

·        диаметр вала под конической шестерней d_ш=38 мм.

Ведомый вал

Принимаем [τ]₂ = 20 Н/мм ² [2, стр. 31] , получаем:

Полученное значение округляем до стандартного ряда: =20 мм.

Из конструктивных соображений с учётом размеров стандартных изделий, насаживаемых на вал, принимаем:

·        диаметр вала под уплотнительную манжету d_м=25 мм;

·        диаметр вала под подшипниками d_n=30 мм;

·        диаметр вала под коническим колесом d_к=35 мм;

·              диаметр буртика для упора колеса d_б= 42 мм.

5. Подбор муфты

Размеры муфты выбираются по государственным или отраслевым стандартам в зависимости от расчётного вращающего момента T_p и диаметра вала под муфты d_вых :

где k_реж - коэффициент режима работы (для спокойной работы неравномерно нагруженных машин k =1,1…1,4 [2, cтр. 267];

Принимаем k_реж =1,25

 - наибольший длительно действующий рабочий крутящий момент, передаваемый муфтой,  =9,384 Н∙м;

 - наибольший крутящий момент, который способна передавать муфта,  =16 Н∙м;

Затем по и диаметру вала выбираем муфту.

Основные параметры заносим в таблицу 7.

Таблица 7. Параметры и основные размеры, мм, зубчатых муфт.

6. Подбор подшипников качения по долговечности

Силы, действующие на шестерню: d_m1=38,503 мм;

- окружная -

- осевая -

- радиальная -

- сила, действующая на вал от муфты -

Силы, действующие на колесо: d_m2=136,675 мм;

- окружная -

радиальная -

осевая -

сила от предварительного натяжения звездочки цепной передачи:

- диаметр делительной окружности звездочки:

Расчёт быстроходного вала:

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка:

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка:

Крутящий момент: T=9,145Н·м;

Моменты, действующие в горизонтальной плоскости:

Моменты, действующие в вертикальной плоскости:

Суммарные изгибающие моменты:

Эквивалентные моменты:

Проверочный расчет вала будем проводить для сечения в опоре B, т.к. там максимальный эквивалентный момент

где  - допускаемый предел выносливости, =60 Мпа - для стали 45

В опасном сечении d=30 мм , что больше рассчитанного (d > d_в), а значит допустимо.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу

Расчёт подшипников на быстроходном валу:

Быстроходный вал установлен в конических радиально-упорных подшипниках. Посадочные диаметры под подшипники принимаем d_бп=30 мм. В качестве подшипников намечаем радиальные с коническим роликом легкой серии диаметра 30: по ГОСТ 333-79 подшипник 7206:

Таблица

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала - n =920 мин^-1.

Требуемая долговечность подшипника - L_h = 15000 ч.

Подшипник 7206А.

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 31000 Н.

Факторы нагружения e = 0,36; Y = 1,64.

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Осевая сила F_a1 = 45,087 Н.

Радиальные реакции:

Определяем осевые составляющие:

R_S = 0,83∙e∙ R_r,

R_S1 = 0,83∙e∙ R_r1 = 0,83∙0,36∙457,304=136,642 H;

R_S2 = 0,83∙e∙ R_r2 = 0,83∙0,36∙792,426= 236,777 H;

Схема нагружения подшипников быстроходного вала:

Т.к. R_S1 < R_S2 и F_a1 <R_S2 - R_S1, то осевые силы составят

R_a1 =R_s2 - F_a1= 236,777-45,087 =191,69 H;

R_a2 = R_s2 =236,777 H.

Определяем отношения

тогда для опоры A получим Х =0,4 и

Y = 1,64;

тогда для опоры B получим Х =1 и

Y =0.

Определяем эквивалентные динамические силы

P_Э = (V∙X∙R_r +Y∙F_A)∙K_Б∙К_Т,

где К_Б - коэффициент безопасности, принимаем К_Б = 1,2[2, cтр.104, табл. 6.3];

К_Т - температурный коэффициент, принимаем К_Т = 1,0 [2, cтр.105, табл. 6.4];

P_Э1 = (V∙X∙ R_r1 +Y∙ R_a1)∙K_Б∙К_Т = (1∙0,4∙457,304+ 1,64·191,69)∙1,2∙1 = 596,752 Н;

P_Э2 = (V∙X∙ R_r2 +Y∙ R_a2)∙K_Б∙К_Т = (1∙1∙792,425 + 0)∙1,2∙1 = 950,9112 Н;

Дальнейший расчет проводим для опоры B, как наиболее нагруженной.

Определяем требуемую долговечность по формуле:

где p - показатель степени; для роликовых подшипников p = 10/3;

a₂₃ - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации; для роликоподшипников конических p=0,6…0,7[2, cтр.105].

Т.к. L_h < L_расч, то предварительно выбранный подшипник подходит.

Расчёт тихоходного вала:

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка:

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка:

Моменты, действующие в горизонтальной плоскости:

Моменты, действующие в вертикальной плоскости:

Крутящий момент: T=31,323 Н·м;

Суммарные изгибающие моменты:

Эквивалентные моменты:

Проверочный расчет вала будем проводить для сечения в опоре B, т.к. там действует максимальный эквивалентный момент

где  - допускаемый предел выносливости,

=60 МПа - для Cт 45.

В опасном сечении d=30 мм, что больше рассчитанного (d > d_в).

Эпюры изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу

Расчёт подшипников на тихоходном валу:

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала - n = 259,155 мин^-1.

Требуемая долговечность подшипника - L_h = 15000 ч.

Подшипник 7206А.

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 31000 Н.

Факторы нагружения e = 0,36; Y = 1,64, X=0,4.

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Осевая сила F_a2 = 160,058 Н.

Радиальные реакции:

Определяем осевые составляющие:

R_S = 0,83∙e∙ R_r,

R_S1 = 0,83∙e∙ R_r1 = 0,83∙0,36∙291,851=87,205 H;

R_S2 = 0,83∙e∙ R_r2 = 0,83∙0,36∙1336,832=399,445 H;

Схема нагружения подшипников тихоходного вала ("враспор"):

Т.к. R_S1 < R_S2 и F_A <R_S2 - R_S1, то осевые силы составят

_a1 = R_s2 - F_a2= 399,445-160,058=239,387 H;_a2 =Rs2=399,445H.

Определяем отношения

,

тогда для опоры A получим Х =0,4 и Y = 1,64;

,

тогда для опоры B получим Х =1 и Y =0.

Определяем эквивалентные динамические силы

_Э = (V∙X∙R_r +Y∙R_a)∙K_Б∙К_Т,

где К_Б - коэффициент безопасности, принимаем К_Б = 1,2[2, cтр.104, табл. 6.3];

К_Т - температурный коэффициент, принимаем К_Т = 1,0 [2, cтр.105, табл. 6.4];

P_E1 = (V∙X∙ R_r1 +Y∙ R_a1)∙K_Б∙К_Т = (1∙0,4∙291,851+1,64∙239,387)∙1,2∙1 = 611,202 Н;

P_E2 = (V∙X∙ R_r2 +Y∙ R_a2)∙K_Б∙К_Т = (1∙1∙1336,832 +0)∙1,2∙1 = 1604,198 Н;

Дальнейший расчет проводим для опоры B, как наиболее нагруженной.

где p - показатель степени; для роликовых подшипников p = 10/3;

a₂₃ - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации; для роликоподшипников конических p=0,6…0,7[2, cтр.105].

Т.к. L_h < L_расч, то предварительно выбранный подшипник подходит.

7. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонок - Сталь 40 Х.

Расчет на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала, проводим по формуле:

где: Т - крутящий момент на валу;

d - диаметр вала;

l - полная длина шпонки [2, стр.369, табл. 19.11];

h - высота шпонки [2, стр.369, табл. 19.11];

t₁ - глубина паза вала [2, стр.369, табл. 19.11];

l_р - рабочая длина шпонки:

=110…190 МПа - допускаемое напряжение при смятии;

Соединение звездочки с валом тихоходным:= 20 мм шпонка 6×6×20, t₁ = 3,5 мм;

Соединение колеса с валом:

d = 35 мм шпонка 10×8×25, t₁ = 5 мм;

Соединение вал-муфта:

d = 18 мм шпонка 6×6×20, t₁ =3, 5 мм;

Из расчетов следует, что во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.

8. Расчёт валов на выносливость

Расчёт быстроходного вала.

Наиболее нагруженным сечением быстроходного вала - как видно по эпюре суммарной изгибной нагрузки - является место под подшипником (точка B)

Следует проверить это сечение на прочность.

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s ≥ [s] = 1,5…2,5 [3, cтр. 386].

Исходные данные:

·        материал вала сталь 40 Х улучшенная;

·        предел прочности σ_в = 900 МПа;

·        предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ_-1 = 380 МПа [3, cтр. 380,табл. 15.1];

·        предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ_-1 = 230 МПа [3, cтр. 380,табл. 15.1];

·        диаметр вала d=30 мм ;

·        вращающий момент на валу T=9,145 Н·м;

·        максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала M=15,7995 Н·м;

Коэффициент запаса прочности s определяем по формуле:

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным  и по касательным напряжениям  :

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении [2, стр.215,табл. 12.18 ]:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

 - коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения;

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ():

 диаметр вала.

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений () и постоянные составляющие () [2, cтр.210-215]:

Общий коэффициент запаса прочности:

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

Расчёт тихоходного вала.

Наиболее нагруженным сечением тихоходного вала - как видно по эпюре суммарной изгибной нагрузки - является место под подшипником (точка B)

Следует проверить это сечение на прочность.

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s ≥ [s] = 1,5…2,5 [3, cтр. 386].

Исходные данные:

·        материал вала сталь 45 улучшенная;

·        предел прочности σ_в = 900 МПа;

·        предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ_-1 = 380 МПа;

·        предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ_-1 = 230 МПа;

·        диаметр вала d=30 мм;

·        вращающий момент на валу T=31,323Н·м;

·        максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала M=49,803Н·м;

Коэффициент запаса прочности s определяем по формуле:

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным  и по касательным напряжениям  :

ψ_τ-коэффициент ассиметрии цикла; ψ_{τ ≈}0 [2, стр.210].

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении [2, стр.215,табл. 12.18 ]:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

 - коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения;

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ():

 диаметр вала.

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений () и постоянные составляющие () [2, cтр.210-215]:

Общий коэффициент запаса прочности:

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

9. Расчёт элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняем из стали марки Ст 45 ГОСТ 1050-88. В проектируемом редукторе принимается разъемный корпус, состоящий из основания и крышки. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Форма корпуса в основном определяется технологическими, эксплуатационным и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора:

·        Определяем толщину стенки редуктора (δ ≥ 8 мм):

δ = 0,05∙R_e + 1 = 0,05∙83,113 + 1 = 5,156 мм,

принимаем δ = 6 мм.

δ₁ = 0,04∙R_e + 1 = 0,04∙83,113 + 1 = 4,325 мм,

принимаем δ₁ = 6 мм.

·        Толщина верхнего пояса фланца корпуса:

= 1,5· δ = 1,5·6 = 9 мм,

принимаем b = 9 мм.

·        Толщина нижнего пояса фланца крышки корпуса:

₁= 1,5· δ₁ = 1,5·6 = 9 мм,

·        Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

= 2,35· δ = 2,35·6 = 14,1 мм,

принимаем p=15 мм,

·        Толщина рёбер основания корпуса:

= (0,85_…1)· δ₁ = 0,9·6 = 5,4 мм,

принимаем m=6 мм,

·        Толщина рёбер крышки корпуса:

₁= (0,85_…1)· δ₁ = 0,9·6 = 5,4 мм,

принимаем m₁=6 мм,

·        Диаметр фундаментных болтов:

d₁= (0,03_…0,036)·a+12 ,=

d₁= 0,035·87,589+12 = 15,153 мм

принимаем болты М16.

·        Диаметры у болтов:

у подшипников:

₂= (0,7_…0,75) · d₁ = 0,75·15,153 = 11,348 мм,

принимаем болты М12.

- соединяющих основания корпуса с крышкой:

₃= (0,5_…0,6) · d₁ = 0,55·15,153 = 8,334 мм,

принимаем болты М10.

- крепящих смотровую крышку:

_s= (0,3_…0,4) · d₁ = 0,35·15,153 = 5,304 мм,

принимаем болты М6.

·        Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов d₁ , d₂ , d₃ соответственно равны [4, стр. 155-156]:

₁ = 21 мм, c₂ = 18 мм, c₃ = 16 мм.

·        Ширина нижнего и верхнего пояса основания корпуса [4, стр. 155-156] :

₁ = 39 мм, k₂ = 33 мм, k₃ = 28 мм.

10. Выбор посадок, квалитетов точности и шероховатостей поверхностей, допусков формы и расположения поверхностей

Назначение посадок

Посадки сопрягаемых деталей назначаем в соответствии с рекомендациями по ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25347-82:

Посадка звездочки на тихоходном валу - H7/p6.

- Посадка зубчатого конического колеса на тихоходном валу - H7/p6.

- Посадка муфты с резиновой звездочкой на быстроходном валу - H7/k6.

- Отклонение валов в месте установки уплотнения - h10.

- Для всех шпоночных соединений назначаем посадку - N9/p9;

Посадки подшипников назначаем в соответствии с рекомендациями, изложенными в ([6, cтр. 98-100, табл. 7.8.1 и 7.8.5]): принимаем поле допуска отверстия - H7, поле допуска вала для посадки внутреннего кольца - k6.

Посадка резьбы на быстроходном валу-H6/g6.

Шероховатости поверхностей

Устанавливаем следующие параметры шероховатостей поверхностей по ГОСТ 2789-73.

На рабочем чертеже тихоходного вала назначаем шероховатость

[6, стр. 67,100,121]:

- поверхности установки подшипников = 1,25;

поверхности установки ступиц колес зубчатых передач = 1,25;

- поверхностей вала, взаимодействующих с манжетами резиновыми = 0,63;

- поверхностей вала в местах соединения вал-ступица =1,25;

На рабочем чертеже зубчатого конического колеса назначаем шероховатость по [6, cтр. 142, табл. 10.3.6]:

- боковая поверхность зубьев = 2,5,;

коническая поверхность вершин зубьев и внешнего доп. конуса = 2,5;

- боковая поверхность ступицы = 2,5;

- поверхность ступицы, сопряженная с валом =2,5;

- другие необозначенные поверхности = 5.

На рабочем чертеже крышки назначаем шероховатость по [7, cтр.172]:

поверхности диаметра = 1,6;

- опорная поверхность фланца = 3,2;

- торцовая поверхность крышки = 1,6;

- поверхность установки уплотнения = 1,6;

- другие необозначенные поверхности = 6,3.

11. Выбор типа смазки для передач и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления:

Смазывание зубчатых передач и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей. Снижение потерь на трение повышает КПД редуктора. Так как редуктор общего назначения и окружная скорость равна 1,855 м/с, то принимаем способ смазывания - окунанием. При этом масло заливается внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. Из этого условия h=74 мм. Для смазывания выбираем Масло индустриальное И-Г-А 68 ГОСТ 17479.4-87 . Фактический объём масла равен V_{фактич.}=1,62504 л. Контроль уровня масла осуществляется при помощи фонарного маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

Cмазывание подшипников: Одним из важнейших условий работы подшипника является правильная его смазка. Недостаточное количество смазочного материала или неправильно выбранный смазочный материал неизбежно приводит к преждевременному износу подшипника и сокращению срока его службы. Так как средняя окружная скорость зубчатых колёс v=1,855 <4м/с, то для смазки подшипников применим пластичную (консистентную) смазку, которая надёжно удерживается в узле и выдерживает высокие давления. Основное преимущество пластичной смазки перед жидким маслом заключается в том, что она более длительное время работает в узлах трения и снижает, таким образом, конструкционные расходы. Для того, чтобы она не вымывалась маслом, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Принимаем в качестве смазки солидол жировой ГОСТ 1033-79 .

12. Описание сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов. На тихоходный вал (поз. 8) закладываем шпонку и запресовываем на него коническое колесо(поз. 10). Быстроходный вал имеет конструкцию вала-шестерни. Подшипники (поз. 37) следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100̊⁰ C, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора (поз. 3) и надевают крышку корпуса (поз.4), покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов (поз.47). Затягивают болты (поз.41, 40), крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников (поз. 5,6,7) с комплектом металлических прокладок (поз. 17,18 ), регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты (поз. 6,7). Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку болтами (поз. 26). Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия (поз.16) с прокладкой (поз.19) и маслоуказатель фонарный (поз. 2). Заливают в корпус масло индустриальное И-Г-А 68 ГОСТ 17479.4-87 и закрывают смотровое отверстие крышкой-отдушиной (поз.1) с прокладкой (поз.20), закрепляют крышку болтами (поз.38). Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература

1.      Прикладная механика: курсовое проектирование: учебное пособие/

В. Л. Николаенко [и др.]; под ред. А.Т. Скойбеды.- Минск: БНТУ,

. -177с.

2.      Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Курсовое проетирование: Учеб. пособие. для машиностроит. спец. техникумов - М.: Высшая школа, 1990. - 339с., ил.

.        Скойбеда А.Т. и др. Детали машин и основы конструирования: Учебн./ А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик; Под общей ред. А.Т. Скойбеды - Мн.: Вышэйшая школа, 2006.

.        Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин:

Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч.1. - 208 с.

.        Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин:

Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч.2. - 334 с.

.        Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. "Детали машин. Проектирование: Учебное пособие для вузов." - Мн.: УП "Технопринт", 2001.-290 c.

.        Чернавский С.А. Боков К.Н., Чернин И.М., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. - М.: ООО ТИД "Альянс", 2005, 416 с.

.        Анурьев В.И. "Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах". Т. 2. - издание 5-е, переработанное, М: Машиностроение,1980-559 с.

.        Прикладная механика / под общ. ред. А. Т. Скойбеды. - М.: Высшая школа, 1997.-552 с.