Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

СОДЕРЖАНИЕ

Техническое задание

Введение

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

3. Расчет цепной передачи

4. Проектировочный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Подбор подшипников для валов редуктора

9. Второй этап эскизной компоновки редуктора

10. Подбор муфты

11. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

12. Проверочный расчет на сопротивление усталости вала редуктора

13. Выбор посадок основных деталей редуктора

14. Смазка зацепления и подшипников редуктора

15. Сборка редуктора

Список используемых источников

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор для привода к шнеку−смесителю

1−электродвигатель; 2− муфта; 3−редуктор цилиндрический косозубый; 4−цепная передача; 5−загрузочный бункер; 6−шнек; I- вал двигателя; II- ведущий вал редуктора; III- ведомый вал редуктора; IV− вал рабочей машины.

Рисунок 1 - Схема привода

Исходные данные:

Тяговая сила шнека F=2,2 кН;

Наружный диаметр шнека D=550 мм;

Скорость перемещения смеси v=1,0 м/с;

Угол наклона передачи Q=60º

Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;

Нагрузка с лёгкими толчками;

Срок службы привода L= 6 лет

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

Для повышения эксплуатационных и качественных показателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкций современных машин.

Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Проектируемый редуктор – цилиндрический, косозубый одноступенчатый с вертикальным расположением валов редуктора в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Для соединения выходного вала редуктора с рабочим шнека-смесителя предусмотрена цепная передача.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА

Определяем общий КПД привода

ŋ _{общ. =} ŋ_{ц .п∙} η_м∙ ŋ_цеп..п. ŋ² _п.к.

Согласно таблице 1 /2/

ŋ_цеп.п. = 0,92 – КПД цепной передачи

ŋ_ц.п. = 0,97 – КПД цилиндрической передачи

ŋ_пк = 0,99 – КПД пары подшипников

η_{м. .} = 0,98_{_} ^__ КПД муфты

ŋ = 0,93∙ 0,97∙ 0,99² ∙0,98 = 0,857

Определяем требуемую мощность на валу шнека−смесителя

Р_тр. =F,v=2.2·1,0=2,2 кВт

Определяем частоту вращения вала шнека−смесителя

n_ном ===34,74 об/мин

Определяем требуемую мощность двигателя

Р_тр. =

Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3 мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин

n_ном = 700 об/мин d_дв = 32 мм.

Общее передаточное число

u_общ =

Выбираем для редуктора стандартное передаточное число u = 5, тогда для цепной передачи

u_цеп =

Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов привода

n_дв =n_ном = 700 мин^-1

n_дв =n_ном = 700 мин^-1

Определяем мощность на всех валах привода.

Ведущем валу редуктора:

Р₁ = Р_тр. ∙η_п. ∙η_м = 2,567∙0,98∙0,99 = 2,491 кВт

Ведомом валу редуктора:

Р₂ = Р₁ ∙ ŋ_ц.п ∙η_{п к..} = 2,491 ∙ 0,97 ∙0,99 = 2,392 кВт

Выходном валу привода:

Р₃ = Р₂ ∙ η_цеп.п. = 2,392∙ 0,92 = 2,2 кВт

Определяем крутящие моменты на валах:

Результаты расчёта предоставляем в виде таблицы.

Таблица 1.1 - Силовые и кинематические параметры привода.

Определим ресурс привода.

Принимаем двухсменный режим работы привода тогда

L_h =365·L_г ·t_c ·L_c =365·6·2·8=35040 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда

L΄_h = L_h ·0,85=35040·0,85=29784 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h =30·10³ ч.

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Выбор материала и назначение термической обработки

Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением.

Для шестерни:

НВ₁ =269…302 = 285,5;

Для колеса:

НВ₂ = 235…262 = 248,5;

По таблице 3.2 (2)

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Определяем допускаемое контактное напряжение

Где −К_нl =1-коэффициент безопасности при длительной работе;

−[σ_н0 ]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев N_{H 0} .

Расчетное допускаемое напряжение

[σ_H ]=0,45∙([σ_{H 1} ]+[σ_{H 2} ])=0,45(580,9+514,3)=493 МПа

Определяем допустимые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно

Шестерня:

Где

₂ =1,03∙НВ_2ср =1,03∙248,5=256МПа

₁ =1∙294=294МПа

₂ =

Где−К _FL = 1- коэффициент безопасности при длительной эксплуатации.

− [σ_{F 0} ]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений N_{F 0} .

Определение параметров передачи и геометрических размеров колес

Принимаем расчетные коэффициенты:

- коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого расстояния (с.355 [3]) Ψ_а =b₂ /a_ω =0,4;

- коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψ_d =b₂ /d₁ =0,3 ·Ψ_аω (u₁ +1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки К_Нβ =1.

Определяем межосевое расстояние передачи:

принимаем по ГОСТ 2144-76 a_ω =112 мм.

Определяем предварительные размеры колеса:

делительный диаметр

;

ширина венца

b₂ = Ψ_а ּa_ω =0,4ּ112=45 мм.

Определяем нормальный модуль зубьев:

принимаем по ГОСТ9536-60 m_n =1,5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º

Определяем число зубьев шестерни

Принимаем z₁ =24

Число зубьев колес:

z₂₌ z_1* u=24∙5=120

Фактический угол наклона зубьев:

β=arcos[(z₁ +z₂ )∙m_n /(2a_w )]=arcos[(24+120)∙1,1/(2∙112)]=15^o 20’

Определяем основные геометрические размеры передачи:

диаметры делительных окружностей

d₁ =mּ_n z₁ /cosβ= 1,5∙24/0,96428 =37,33 мм

d₂ =m_n z₂ //cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм

проверяем межосевое расстояние

;

диаметры окружностей вершин зубьев

d_а1 = d₁ +2ּm_n =37,33+2ּ1,5=40,33 мм,

d_а2 = d₂ +2ּm_n =186,67+2·1,5=189,67 мм;

диаметры окружностей впадин зубьев

d_{f 1} = d₁ -2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм,

d_{f 2} = d₂ -2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07 мм;

ширина венцов

b₂ = Ψ_а ּa_ω =0,4∙112=44,8 мм

принимаем b₂ = 45 мм

b₁ = b₂ +2…5=45+2…5 = 47…50 мм.

принимаем b₁ = 50 мм

Силы в зацеплении передачи

Определяем окружную силу в зацеплении:

.

Определяем радиальную силу в зацеплении:

F_{r 1} =F_{t 1} ּtgα_ω /cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H

Определяем осевую силу в зацеплении:

F_а1 =F_{t 1} ּtgβ=1750•0,2746=481 Н

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Определяем кружную скорость колес:

,

Принимаем 8^ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])

Уточняем коэффициенты:

-коэффициенты ширины венца колеса Ψ_d =b₂ /d₁ =45/37,33=1,205

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) К_{Н β} =1,06 и К_{F β} =1,2

- коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])

К_{Н v} =1,03 и K_FV = 1.08

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кн_ά =1,05

K_Fα =0,91

Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:

<

<[σ_н ]= 493МПа

Недогрузка составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%

Что менее допустимой в 15%.

Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Z₁ /cosβ³ = 24/0,96428³ =27

Z₂ /cosβ³ = 120/0,96428³ =134

выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба Y_{F 1} =3,85 и Y_{F 2} =3,60

Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:

Прочность зубьев обеспечивается.

Результаты расчета сводим в таблицу 2.

Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

3 . РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Принимаем однорядную роликовую цепь.

Принимаем число зубьев малой (ведущей) звёздочки:

Z₅ =29-2u=29−2•4,03=20,94

принимаем z₅ =21

Определим число зубьев большей звёздочки

Z₆ =z₅ •u_цеп =21•4,03=84,63

принимаем z₆ =85

Фактическое передаточное число:

u΄_цеп = z₆ /z₅ =85/21=4,048

отклонение составляет 0,44%

По табл 7.18 [ 4 ] по величине n₂ = =140 об/мин принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [p_ц ]=30 МПа

Расчетные коэффициенты по [ 4 ,c.149 ]:

К_д =1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкие толчки при работе) ;

К_с =1,5- коэффициент способа смазки (периодическая смазка);

К_Θ =1,0 – коэффициент угла наклона линии центров (угол наклона Θ=60º);

К_рег =0,8- коэффициент способа регулировки натяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);

К_р =1,25 – коэффициент периодичности работы (работа в две смены).

Коэффициент эксплуатации

К_э = К_д •К_Θ •К_рег •К_р •К_с =1,2•1,5•1,2•0,8•1,0=1,8

Шаг цепи из условия износостойкости шарниров цепи

Р_ц ≥2,8

Где момент на ведущей звездочке:Т₂ = 163,3 Н·м

По табл. 7.15 [ 3 ] принимаем стандартную цепь с шагом р=25,4 мм и параметрами А_оп =179,7 мм² ; q=2,6 кг/м

Проверяем условие п₃ ≤п_{3 max} по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4 мм п_{1 ma} =1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140<1000).

Определяем среднюю скорость цепи

υ=(р •z₁ •ω₃ )/(2π)=(25,4•10^-3 •21•14,65)/(2•3,14)=1,244 м/с

Окружную силу, передаваемую цепью:

F_{t .ц} =P₂ / υ=2392/1,244=1922 Н.

Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:

p_ц =F_t К_э /А_оп =1922•1,8/179,7=19,26 МПа

Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [p_ц ]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие p_ц < [p_ц ] (19,26<26) выполняется.

Принимаем межосевое расстояние:

а_цеп =40р=40•25,4=1016 мм.

длина цепи в шагах

l_р =2а +0,5(z₅ +z₆ )+р(z₆ −z₅ )² /(4•a•π² )=

2•40+0,5(21+85)+(85−21)² /(3,14² •4•40)=135,6

Принимаем l_р =136.

Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины цепи l_р .

а_ц= 0,25t [(l_р - _W ) + ],

где

w = 0,5(z₅ +z₆ )= 0,5 • (85 + 21) = 53

у= (z₆ −z₅ )/2π = (85− 21) /(2•3,14)= 10,2

а_цеп =0,25•25,4[(136−53) + ] =1021 мм

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1021•0,004=4,1 мм.

Диаметры делительных окружностей звездочек:

d_д5 =t/sin(180º/z₅ )=25,4/sin(180º/21)=170,42,6 мм

d_{д 6} =t/sin(180º/z₆ )=25,4/sin(180º/85)=687,39 мм

Диаметры наружных окружностей звездочек при d₁ =15,88мм – диаметр ролика цепи :

D_е5 =t(ctg(180º/z₅ )+0,7) – 0,31d₁ =25,4(ctg(180º/21)+0,7)− 0,31•15,88=181,38 мм

D_е6 =t(ctg(180º/z₆ )+0,7) – 0,31d₁ =25,4(ctg(180º/85)+0,7)− 0,31•15,88=699,77 мм

Сила действующая на цепь:

окружная F_{t .ц} = 1922 Н.

центробежная F_v = υ² • q=2,6•1,244² =4,0 Н

от провисания цепи при коэффициенте провисания к_f =1,4 при угле наклона передачи 60º

F_f = 9,81 к_f • q• а_цеп =9,81•1,4•2,6•1,021==36,5 Н

Расчетная нагрузка на валы:

F_в.ц = F_{t .ц} +2• F_f =1922+2•36,5=1995 Н

Коэффициент запаса прочности:

Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [4] s=8,1. Условие прочности s > [ s ] выполняется.

4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Проектный расчёт валов редуктора проводим по пониженным допускаемым напряжениям на кручение

Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение

У выбранного электродвигателя диаметр вала d_дв = 32 мм

Принимаем d_в1 =d_дв =32 мм

Под подшипники принимаем d_п1 ==35 мм

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение

Принимаем d_B2 =40 мм.

Диаметр под подшипниками d_п2 =45 мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом d_k2 =50 мм.

Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновки редуктора.

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ РЕДУКТОРА

Вал – шестерня

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры:

Конструкционные размеры зубчатого колеса

Зубчатое колесо кованное, размеры венца зубчатого колеса:

Диаметр ступицы колеса

D_ст2 =1,6d_к2 =1,6∙50=80 мм

Длина ступицы колеса:

L_ст2 =(1,2…1,5) d_k2 =(1,2…1,5)∙50=60…75мм

Принимаем L_ст2 = 60 мм

Толщина обода

Принимаем σ₀ =8 мм

Толщина диска

Принимаем С=14 мм.

6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем δ=8 мм

Принимаем δ₀ =8 мм

Толщина поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса крышки

b=1,5δ=1,5∙8=12мм

b₁ =1,5δ=1,2∙8=12мм

Нижнего пояса корпуса:

р=2,35∙δ=2,35∙8=18,8мм

Принимаем р=20мм

Диаметр болтов:

фундаментных

d₁ =(0.03...0.036)∙a_w +12=(0,03…0,036)∙112+12=15,36...16,032мм,

принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ =(0,7...0,75) d₁ =(0,7…0,75)∙16=11,2...12мм,

принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом

d₃ =(0,5…0,6) d₁ =(0,5…0,6)∙16=8…9,6мм,

принимаем болты с резьбой М8

7. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Первый этап компоновки редуктора проводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительно опор для определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.

Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии a_w =112 мм.

Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса

А₁ =1,2∙ δ=1,2∙8=10 мм;

2)принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ =8 мм;

3)принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ =8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:

Таблица 3 - Предварительный подбор подшипников для валов редуктора.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем пластичный смазывающий материал, так как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу l₁ =54,5 мм, на ведомом l₂ =55,5 мм.

Принимаем l₁ = l₂ =55 мм.

8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Из расчетов и компоновки: F_t =1750 Н, F_r =660 Н, F_а =481 Н, l₁ =l₂ =55 мм,

d₁ =37,33 мм, d₂ = 186,67 мм.

Ведущий вал

Определяем предварительно консольную нагрузку от муфты, действующую на выходном конце вала (табл. 6.2./2/):

F_м =80=80 =466 Н

Принимаем l_м =65 мм.

Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 2.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы F_t :

Н;

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:

М_У1 = М_УА = М_У2 =0; М_УВ = R_1Х ּl₁ = 875·0,055=48 Нּм

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил F_r иF_а :

∑ М_Х1 =0; R_{2 y} ּ 2 l₁ - F_r ּl₁ - F_а = 0,

∑ М_Х2 =0; - R_{1 y} ּ2l_{1 +} F_r ּl₁ – F_а = 0,

Н.

Н,

Проверка:

∑F_y =0; R_2У + R_1У - F_{r 1} = 248+412−660= 0.

Строим эпюру изгибающих моментов:

М_Х1 =М_Х2 =0; М_ХВ ^Л =R_{1 y} l₁ =248 ּ0,055=13,6 Нּм;

М_ХВ ^л = R_{1 y} ּl₁ + F_а ·d₁ /2=248ּ0,054 +481·0,03733/2=22,7 Нּм

Определяем реакции опор от силы F_м :

∑М₁ =0; - F_м ּl_м + R_2м ּ2ּl₁ =0;

∑М₂ =0; - F_м (l_м +2ּl₁ )+R_1м ּ2ּl₁ =0;

Н;Н.

Проверка:

∑Х=0; R_1м + F_м – R_2м = 466+275 –741= 0.

Строим эпюру изгибающих моментов М_{F м} в характерных сечениях:

М_А = М₁ =0; М₂ = F_м ּl_м = 466ּ0,065= 30,2 Нּм;

М_В = F_р ּ(l_р + l₁ )−R_1м ּl₁ = 466ּ(0,065+ 0,055)−741 ּ0,055= 15,1 Нּм

Строим эпюру крутящих моментов: М_к =Т₁ =34 Нּм.

Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы F_м неизвестно, то принимаем случай, когда реакции от действия силы F_м совпадают по направлению с суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении зубчатой передачи:

Н,

Н.

Для принятого подшипника 207 С_r =25,5 кН и С₀ =13,7 кН

Определяем отношение R_а /С_о =481/13700=0,035 (коэффициент осевого нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю осевую нагрузку отношение R_а /R_{r 2} =481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.

Принимаем коэффициенты:

V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;

К _δ =1,2 – коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);

К _τ =1 – коэффициент температурныйt<100ºC (табл. 9.5. /2/).

Определяем эквивалентные нагрузки:

R_{e 2} =(R_{r 2} ּVּХ+ R_а ּY)ּК _δ ּК _τ =(1242·1ּ0,56+ 481ּ1,92)1,2 ּ1=1943 H

R_{e 1} =R_{r 1} ·VּК _δ ּК _τ =1651∙1∙1,2 ּ1=1981 H.

Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 1:

20ּ10³ ч,

ч.

Долговечность подшипников соблюдается.

Ведомый вал

Силу от цепной передачи раскладываем на составляющие:

F_{цеп Г} =F_цеп ·cos 60º=1995•0,5=998 H

F_{цеп В} =F_цеп ·sin 60º=1995•0,866=1728 H

Принимаем l_ц =50 мм.

Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис. 7.2,) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 4.

Определяем опорные реакции от силы F_t и F_{цеп Г} в горизонтальной плоскости:

∑ М₄ =0; R_Г3 2l₂ +F_t ·l₂ −F_{цеп Г} )2·l₂ + l_ц )= 0,

∑ М₃ =0; R_Г4 2l₂ −F_t l₂ −F_{цеп Г} l_ц = 0,

Проверка

∑X= F_t +R_Г3 −R_Г4 −F_{цеп Г} =1750+577−1329−998=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:

М_УД = М_У4 =0; М_УС = −R _Г4 •l₂ = −1329•ּ0,055=−73,1 Нּм

M_{y 6} =−F_{цеп В} l_ц =−998•0,05=−49,9 Н•м

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости от сил F_{цеп Г} , F_{r Т} и F_аТ .

∑ М₃ =0 ; R_4В •2l₂ −F_r l₂ −F_{цеп В} l_ц −F_а •d₂ /2 –= 0,

∑ М₄ =0 ; R_3В •2l₂ +F_r l₂ − F_{цеп В} ) 2l₂ + l_ц) −F_а •d₂ /2 = 0,

Проверка

∑Y= R_4В −R_3В + F_{цеп В} – F_r =1523−2591+1728−660=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

М_ХД = М_Х4 = 0; М^л _ХС = R_4В ּl₂ =1523•0,055= 83,76 Нּм

М^п _ХК = R_4В ּl₂ - F_а •d₄ /2 =1523•0,055−481•0,18667/2= 38,87 Нּм

M_{X 6} =F_{цеп Г} ּl_ц =1728·0,05=86,4 Н•м

Строим эпюру крутящих моментов: М_к =Т₂ =163,3 Нּм.

Определяем суммарные радиальные опорные реакции:

Н,

Н.

Для принятого подшипника 209 С_r =33,2 кН и С₀ =18,6 кН

Определяем отношение R_а /С_о =481/18600=0,026 (коэффициент осевого нагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение R_а /R_{r 4} = =481/2021=0,24>е=0,22, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.

Принимаем коэффициенты:

V=1; К _δ =1,2; К _τ =1.

R_{e 3} =R_{r 3} ּVּХּ К _δ ּК _τ = 2655ּ1ּ1,2 ּ1=3186 H,

R_{e 4} =(R_{r 4} ּVּХ+ Y ∙ F_а )·К _δ ּК _τ =(2021·1∙0,56+2,02·481)∙1,2 ּ1=2524 H

Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 3:

30ּ10³ ч,

ч.

Долговечность подшипников соблюдается.

9. ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на расстояние l₁ . используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) вычерчиваем накладные крышки подшипников с регулировочными прокладками.

в) Переход вала от диаметра d=35 мм к присоединенному концу d=32 мм выполняем на расстоянии 3.. 5 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица полумуфты не касалась их.

Длина присоединительного конца вала d=32 мм определяется длиной ступицы полумуфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем уплотнение вала с одной стороны и устанавливаем распорную втулку, с другой стороны, место переход вала от d=45 мм к d=50 мм смещаем внутрь ступицы колеса на 2-3мм с тем, чтобы гарантировать прижатие втулки к торцу ступицы а не к заплечнику вала;

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂ , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем врезные крышки подшипников с регулировочными кольцами.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360 – 78. Вычерчиваем шпонки, принимая длины на 5-10 мм меньше длины ступиц.

10. ПОДБОР МУФТЫ

Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую со звёздочкой . Муфта состоит из двух полумуфт специальной формы между которыми устанавливается резиновая звездочка.

Материал полумуфт – чугун – СЧ 20 , звездочки – специальная резина.

Вследствие небольшой толщины резиновой звездочки муфта обладает малой податливостью, компенсирующая незначительные смещения валов.

Радиальное и угловое смещение валов снижают долговечность резиновой звездочки, нагружая валы дополнительной изгибающей силой.

Муфту подбираем по ГОСТ 14084 – 76 (1), табл. 11.5 по диаметру вала в месте посадки d_дв =32 мм и d_в1 =32 мм Принимаем муфту с максимально передаваемым моментом [T]=125 H∙м

Проверяем выбранную муфту по расчётному моменту:

Где Т – номинальный момент на валу

К – коэффициент перегрузки, зависящий от типа машины и режима её работы; К=1,5

Принимаем исполнение полумуфт на короткие цилиндрические концы валов: Длина полумуфт l=58 мм

Обозначение муфты

Муфта упругая со звёздочкой 125−32−2−У3 ГОСТ 14084-76

11. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Выбираем шпонки для соединения выходного конца ведущего вала со шкивом, для соединения ведомого вала с зубчатым колесом. Ступица шкива ременной передачи – чугунная. Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (1), табл. 8.9

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100-120МПа, при чугунной - =50-70 МПа

Ведущий вал

Момент на ведущем валу редуктора Т₂ =34 Н∙м

d_В1 =32 мм

bхh=10х8 мм

t₁ =5,0 мм

длина шпонкиl=50 мм (при длине ступицы полумуфты l_ст =58 мм)

Материал полумуфты чугун СЧ20.

Ведомый вал

Момент на ведомом валу редуктора Т₂ =163,3 Нм.

Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

d_{к 2} =50 мм.

bхh=14х9 мм.

t₁ =5,5 мм.

Длина шпонки l=50 мм (при длине ступицы колеса l_ст =60 мм).

Материал колеса Сталь 40Х.

Проверяем шпонку под полумуфтой

d_В2 =40 мм

bхh=12х8 мм

t₁ =5,0 мм

l=50 мм (принимаем длину ступицы звездочки 60 мм)

Материал звездочки – легированная сталь.

Прочность шпоночных соединений соблюдается.

12. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [Ѕ].

Ведущий вал

Материал вала сталь 40Х. твёрдость не менее 280 НВ. Пределы выносливости по табл. 3.16[3] σ_В =900 МПа.

σ_-1 =410 МПа,τ_-1 =240 Мпа.

Проверяем сечение под подшипником ‹ 2 ›.

По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент

М₁ =30,2 Нּм;

Крутящий момент в сечении вала Т₁ =34 Нм.

Осевой момент сопротивления сечения :

Полярный момент

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

концентрация обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом

;

находим отношение К_σ /К_d и К_τ /К_d для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при d_п2 =35 мм и σ_В =900МПа путём линейной интерполяции

К_σ /К_d =3,85К_τ /К_d =2,65

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) К_f =1,5

Тогда

К_σД =3,85+1,5-1=4,35

К_τД =2,65+1,5-1=3,15

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

S_σ =σ_-1 / К_σД •σ_а =410/4,35•7,1=13,3

S_τ =τ_-1 / К_τД •τ_а =240/3,15•2,0=38,1

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:

S=S_σ •S_τ /

Прочность обеспечивается.

Значительное превышение обусловлено тем, что диаметр вала был значительно увеличен.

Сечение под шестерней:

По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент;

Осевой момент сопротивления сечения с учётом зубьев шестерни:

d_а =40,33 мм d_f =33,73 мм;

5076 мм³

Полярный момент

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

Концентрация напряжений обусловлена наличием зубьев шестерни.

Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:

;

Для эвольвентных зубьев находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.2 (2).

Для стали при σ_В = 900 МПа по табл. 11.2 (2) находим: К_σ =1,7; К_τ =1,55

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) К_f =1,5

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при d₃ =37,33 мм для легированной стали: К_dσ =0,86 и К_{τ d} =0,74

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения по табл. 11.5 (2); К_у =1,65

Тогда К_σ =(1,7/0,86+1,5−1)/1,65=1,5

К_τ =(1,55/0,74+1,5−1)/1,65=1,57

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

S_σ = σ₁ / К_σ σ_а =410/1,5•13,4=20,4

S_τ =τ_-1 / К_τД •τ_а =240/1,57•2,2=69,5

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под шестерней:

S=S_σ •S_τ /

Значительное превышение обусловлено диаметром шестерни

Ведомый вал

Материал вала принимаем по табл. 3.16 [3] сталь 45. Диаметр заготовки неограничен; твёрдость не менее 200 НВ. Пределы выносливости σ_-1 =250МПа,

τ_-1 =150Мпа

Сечение под зубчатым колесом.

Определяем суммарный изгибающий момент.

Крутящий момент в сечении вала Т₂ =163,3 Нм

Осевой момент сопротивления сечения с учётом шпоночного паза:

d=50 мм, b=14 мм, t=5,5 мм

Полярный момент

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом. При наличии на валу двух концентратов напряжения находим коэффициент снижения пределов выносливости для каждого концентратора в отдельности и за расчётные принимаем коэффициенты, которые имеют большее значение снижения пределов выносливости.

Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:

(без поверхностного упрочнения вала (Кv=1)

Для шпоночного паза находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.3(2).

Для стали при σ_В =560МПа по табл. 11.3(2) находим линейной интерполяцией: Кσ=1,69; Кτ=1,46

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2)К_f =1,05

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при d_к2 =50 мм

К_dσ =0,81 К_{τ d} =0,70

Тогда К_σД =1,69/0,81+1,05-1=2,14

К_τД =1,46/0,70+1,05-1=2,14

От установки колеса на валу с натягом, коэффициент снижения пределов выносливости в местах напрессовки колеса на вал находим по отклонению

К_σ /К_d и К_τ /К_d по табл. 3.17(3), при d_к2 =50мм и σ_В =560МПа путём линейной интерполяции принимаем: К_σ /К_d =3,45К_τ /К_d =2,55

Тогда К_σД =3,45+1,05-1=3,5

К_τД =2,55+1,05-1=2,6

В дальнейших расчётах принимаем К_σД =3,5 ; К_τД = 2,6 от установки колеса на валу с натягом.

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

S_σ = σ₁ / К_σД •σ_а =250/3,5•10,1=7,1

S_τ =τ_-1 / К_τД •τ_а =150/2,6•3,5=16,5

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:

S=S_σ •S_τ /

Прочность вала обеспечивается.

Проверяем сечение валапод подшипником 3.

Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент в сечении вала Т_з =163,3 Нм.

Осевой момент сопротивления сечения :

Полярный момент

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

концентрация обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом

;

находим отношение К_σ /К_d и К_τ /К_d для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при d_п2 =45 мм и σ_В =560 МПа путём линейной интерполяции

К_σ /К_d =3.35К_τ /К_d =2,45

Тогда К_σД =3,35+1,05-1=3,6

К_τД =2,45+1,05-1=2,5

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

S_σ = σ_-1 / К_σД σ_а =250/3,6•11=6,3

S_τ =τ_-1 / К_τД •τ_а =150/2,5•4,5=13,3

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:

S=S_σ •S_τ /

Прочность обеспечивается.

13. ВЫБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

электродвигатель кинематический привод редуктор

Посадки назначаем в соответствии с указанными данными в табл. 10.13 (3).

Посадка зубчатых колёс на вал Н7/р6;

посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6;

посадка полумуфты Н7/h6;

распорные втулки Н7/h6;

мазеудерживающие кольца, Н8/m8;

распорные кольца, сальники Н8/h8;

шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6;

отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

14. СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба.

Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.5 л на 1 кВт передаваемой мощности:

V=0,5∙2,491=1,246 л

По табл. 10.8 (3) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_Н =450,1 МПа и скорости V=1,37 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34∙10^-6 м² /с.

По табл. 10.10 (3) принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 (3)), закладываемым при монтаже передачи.

15. СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100^о С;

в ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые масле.

Затем ставят крышки подшипников.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения пропитанные горячим маслом.

Собранный ведущий вал устанавливают в крышку корпуса редуктора .

Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов. Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки)

Далее на выходные концы ведомого и ведущего валов в шпоночные канавки закладывают шпонки, устанавливают звёздочку и полумуфту.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ

А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин - М: Высшая школа, 1991.

Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин - М: Высшая школа, 1987.

С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. М - Машиностроение, 1988.

А.И. Аркуша, М.И. Фролов. Техническая механика. М – Высшая школа, 1983.