Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
1. Назначение устройства и область применения передач привода…3
2. Выбор электродвигателя, разбивка общего передаточного отношения по ступеням, кинематический и силовой расчёт………...5
3. Расчёт открытых передач……………………………………………7
4. Выбор материалов и назначение их твёрдости, расчёт допускае-
мых напряжений [σН] и [σF], расчёт геометрии и проверочные расчёты зубчатых передач по напряжениям [σН] и [σF]……………...8
5. Проектный и проверочный расчёт валов привода по двум
сечениям………………………………………………………………..9
6. Расчёт подшипников по динамической грузоподъёмности…….10
7. Расчёт соединения вал-ступица…………………………………..12
8. Назначение посадок и допусков на детали……………………….13
9.Описание сборки, регулировки и смазки………………………….14
10. Составление спецификаций к монтажному и сборочному
чертежам………………………………………………………………17
|
[0.1] МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ [0.2] Белорусский национальный технический университет [0.3] Кафедра «Детали машин, ПТМ и М» [0.4] КУРСОВОЙ ПРЕКТ [0.5] Выполнил: Гайдучёнок С.К. [0.6] гр. 103152 [0.7] Проверил: Бондаренко А.Г.
[0.8] 2005
[1] [1.1] а) Выбор электродвигателя [1.2] Мощность на выходном валу P6=4,5 кВт [1.3] По таблице 5.4 [1] принимаем значения КПД: [1.4] б) Разбивка общего и передаточного отношения по ступеням [2] в) кинематический и силовой расчёт. [2.1] Определяем частоты вращения валов: [2.2] Определяем крутящие моменты на валах: [3] 3. Расчёт открытых передач [3.1] а) Расчет клиноременной передачи. [3.2] б) Расчет цепной передачи [3.3] а) Выбор материала и термообработки зубчатых колес [3.4] б) Определение допускаемого контактного напряжения [3.5] в) Определение допускаемого напряжения изгиба [3.6] г) Расчет цилиндрической зубчатой передачи [3.7] д) Проверочный расчет на прочность при изгибе. [3.8] а) Выбор материала и термообработки зубчатых колес [3.9] б) Определение допускаемого контактного напряжения [3.10] в) Определение допускаемого напряжения изгиба [4] ОПРЕДЕЛЯЕМ СИЛЫ ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ВАЛЫ [5] Опасное сечение попадает под колесо. 12 РАСЧЕТ ВАЛОВ НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ
[6] [7] 7. Расчёт подшипников по динамической грузоподъёмности [7.1] Смазывание подшипников
[8] |
1 Назначение устройства и область применения передач привода
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, муфты 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 чугуном, 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 требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности среднесерийного производства.
В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.
Для выполнения данного курсового проекта была использована программа Solid Works2005.
В техническом задании указано, что:
-конструктивные особенности привода– привод с параллельными осями.
-вал двигателя и входной вал редуктора соединяются по средству клиноременной передачи.
-соединение вала редуктора и вала рабочего органа осуществляется при помощи цепной передачи.
-первая ступень– цилиндрическая косозубая передача.
-последняя ступень– цилиндрическая косозубая передача.
Кинематическая схема привода приведена на рис. 1.
Рисунок 1—Кинематическая схема привода.
-подшипников hп=0,99;
-цепной передачи hЦ=0,91;
-цилиндрической передачи hЦЗ=0,96;
-клиноременной передачи hКР=0,94.
Общий КПД привода:
;
Требуемая мощность электродвигателя:
;
Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:
;
По таблице 5.11 принимаем трехфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый двигатель АИР132S4 с синхронной частотой вращения n’c=1500 об/мин, номинальной мощностью Рном=7,5 кВт
По таблице 5.5 1 принимаем значения передаточных чисел (следует учитывать то, что на приведённой схеме изображён соосный редуктор):
-первой (быстроходной) ступени редуктора UБ=3,15;
-последней (тихоходной) ступени редуктора UТ=3,15;
-клиноременной передачи редуктора UКР=1,3;
-цепной передачи UЦ=1,55.
Тогда общее передаточное число редуктора:
;
Ошибка передаточного отношения 0,75%
Определение мощности на валах редуктора производится с учётом потерь мощности в подшипниках и передачах.
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
Выбираем сечение ремня
Так как P1=7,5 кВт и n1=1450мин-1, то [1] рис.7,5 выбираем сечение ремня типа Б
По т. 7.3 [1] выбираем минимальный диаметр ведущего шкива - d1min
d1min=160 мм
Определяем диаметр ведомого шкива – d2min
d2= d1·u(1-ε)=160·1,3(1-0.02)=203,8 мм
Определяем фактическое передаточное число
Определяем погрешность передаточного числа
1,88%<3%-что допустимо
Определяем межосевое расстояние
аmin=0,55(d1+d2) =0.55(160+200)=198 мм
amax =2(d1+d2)=2·(160+200)=720 мм
a=(аmin+ amax)/2=(198+720)/2=459 мм
Примем а=500 мм
Определяем расчетную длину
мм
Принимаем длину ремня L=1600 мм
Угол обхвата шкива
Скорость ремня
Определяем количество ремней по формуле 7,4 [1]
z=Pном/(PР*СZ)=7,5/(3,56*0,95) =2,24
где Рном – мощность передаваемая клиноременной передачей
РР – мощность передаваемая одним ремнём
СZ -коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте, табл. 7,13 [1]
[Pр]=[P0] ·cα·cl / cp =3,87·0,98·0,93/1=3,56кВт
Где Ск – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче;
Ср – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим её работы, табл. 7,11 [1];
Cl – коэффициент, учитывающий длину ремня, табл. 7,10 [1];
Сα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата табл. 7,9 [1]
P0=3,87; cp=1; cα=0,98; cl=0,93;
Количество ремней примем равным 3.
Определяем силу предварительного натяжения одного ремня по формуле 7,9 [1]
Н
Определяем окружную силу
Ft=Pном·103/v=7,5·103/12.14=617,7 H
Определяем нагрузку на валы передачи по формуле 7,8 [1]
Fв=2F0zsin(0,5α)=2·184·3·0,999=1103 H
Проводим проверочный расчет на долговечность клиноременной передачи по формуле 7,10 [1]
где σу – предел выносливости ремня;
σmax – максимальное напряжение в ремне;
Си – коэффициент, учитывающий влияние разной степени изгиба ремня на малом и большом шкивах;
Zш – число шкивов.
N0=4.7·106 МПа, σУ=9 МПа zш=2
Определяем максимальное напряжение в ремне по формуле
где σр –напряжение растяжения в ремне;
σи – напряжение изгиба в ремне.
Определяем напряжение растяжения в ремне
Определяем напряжение изгиба в ремне
где Е –модуль упругости при изгибе ремня;
y – расстояние от крайние от крайних волокон несущего слоя до нейтральной линии ремня
ρ – плотность ремня.
Делаем проверку на прочность ремня
Определяем коэффициент учитывающий, влияние разной степени изгиба ремня на малом и большом шкивах по формуле
Так как срок службы ремня меньше срока службы привода, то в процессе эксплуатации привода предусмотреть 2 замены ремней (через 6400 часов).
Принимаем число зубьев малой звездочки в зависимости от передаточного числа:
.
Определяем число зубьев ведомой звездочки:
Для более равномерного износа зубьев звездочки принимаем нечетное число зубьев .
Определяем коэффициент эксплуатации по формуле ссс
где КД –коэффициент, учитывающий динамичность передаваемой нагрузки;
Ка - коэффициент, учитывающий длину цепи;
КР - коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи;
Кс - коэффициент, учитывающий качество смазки и условия работы;
Креж - коэффициент, учитывающий режим работы передачи.
Принимаем ;.
Тогда коэффициент эксплуатации 3.3.4 [5]
Определяем расчётную мощность, передаваемую цепью по формуле
где Кz – коэффициент числа зубьев;
Кn – коэффициент частоты вращения;
Кряд - коэффициент, учитывающий число рядов цепи.
Определяем коэффициент числа зубьев по формуле
Определяем коэффициент частоты вращения по формуле
Основные параметры однорядной роликовой цепи
|
Определяемые величины и расчетные уравнения |
|
|
Характеристика цепи по ГОСТ 13568-75 |
|
|
Шаг цепи p, мм |
31,75 |
|
разрушающая нагрузка Q, Н |
89000 |
|
ширина внутреннего звена B, мм |
19,05 |
|
диаметр оси d, мм |
19,05 |
|
масса одного погонного метра цепи |
3,8 |
|
Проекция опорной поверхности шарнира , мм2 |
362,9 |
|
Средняя скорость цепи , м/с |
1.6 |
|
Число звеньев цепи |
142 |
|
Допускаема частота вращения меньшей звездочки, об/мин |
1500 |
|
Число ударов цепи в секунду , с-1 |
0.7 |
|
Допускаемое значение по ГОСТ, с-1 |
25 |
|
Полезное рабочее усилие , Н |
4065 |
|
Давление в шарнирах , Н/мм |
10.66 |
|
Допускаемое значение по ГОСТ, Н/мм |
29 |
Для заданных условий работы пригодна цепь с шагом мм, т.к. она обеспечивает допускаемый запас прочности, наименьшее давление на валы. Исходя из этого, принимаем цепь ПР31.75-8900 ГОСТ 13568-75.
4. Выбор материалов и назначение их твёрдости, расчёт допускаемых напряжений [σН] и [σF], расчёт геометрии и проверочные расчёты зубчатых передач по напряжениям [σН] и [σF].
Тихоходная ступень
По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни и колес Cталь 45 закалка ТВЧ со следующими механическими характеристиками:
Шестерня 45HRC
Колесо 43HRC
Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:
;
где - предел контактной выносливости, ;
ZHL – коэффициент долговечности;
- коэффициент безопасности ;
;
Эквивалентное число циклов перемен напряжений:
;
где - время работы редуктора и зубчатых колес;
с- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.
ч;
Согласно циклограмме нагружения для колеса эквивалентное число циклов
Согласно циклограмме нагружения для шестерни эквивалентное число циклов
NHlim(1,2)=85·106
Тогда для шестерни коэффициент долговечности
Тогда для колеса коэффициент долговечности
Тогда допускаемые контактные напряжения для шестерни
.
Тогда допускаемые контактные напряжения для колеса
.
Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:
;
где - предел выносливости зубьев при изгибе, мПа
;
KFC-коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, KFC=1;
KFL- коэффициент долговечности, KFL=1,3;
SF-коэффициент безопасности, SF=2
.
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни и для колеса
.
Межосевое расстояние определяется по формуле:
;
где - коэффициент межосевого расстояния, для прямозубых колес ;
u34 - передаточное число второй ступени, u34 =3,15;
- коэффициент концентрации нагрузки, для данной схемы ;
- крутящий момент на колесе, Hмм;
- коэффициент ширины, для данного расположения колес относительно опор принимаем .
мм.
По ГОСТ 2185-66 принимаем aw=140мм
Задаёмся числом зубьев шестерни z3=z5=25
Тогда число зубьев колеса z4=z3·u=25·3,15=78,75, примем 79;
Предварительно назначаем угол наклона зубьев cosβ=0.866…0,966.
Нормальный модуль передачи определяется по формуле:
;
Значение модуля передачи m , полученное расчетом, округляем в большую сторону до стандартного числа: мм.
Делительные диаметры:
шестерни
мм;
колеса
мм.
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :
шестерни
мм;
мм;
колеса
мм;
мм.
Рабочая ширина колеса b4=ψba·aw=0,2·140=28мм
Принимаем ширину шестерни мм.
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Зададимся степенью точности в зависимости от окружной скорости колеса:
м/с.
По таблице 9,9 [1] принимаем 9 степень точности.
Расчет на контактную прочность зубьев колеса производится по формуле:
где ZM – коэффициент учитывающий, механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс;
ZH - коэффициент учитывающий, форму сопряжённых поверхностей зубьев;
Zε - коэффициент учитывающий, суммарную длину контактных линий.
Для сталей принимаем ZM=275мПа1/2
Определяем коэффициент учитывающий, форму сопряжённых поверхностей зубьев
;
Определяем коэффициент учитывающий, суммарную длину контактных линий
где εα - коэффициент торцевого перекрытия;
Определяем коэффициент торцевого перекрытия
Определяем коэффициент учитывающий, суммарную длину контактных линий
Определяем контактную прочность зубьев колеса
Условие sН < выполняется
Проверочный расчет на прочность зубьев при изгибе производится по формуле:
где YF- коэффициент учитывающий, форму зуба;
Yε - коэффициент учитывающий, перекрытие зубьев;
Yβ - коэффициент учитывающий, наклон зуба;
КF - коэффициент учитывающий, распределение нагрузки между зубьями при расчёте на усталость при изгибе.
Определяем эквивалентное число зубьев
По таблице 9.10[1] принимаем YF4=3,6; YF3=3,8.
Определяем соотношение
Расчет ведем по шестерне.
Коэффициент учитывающий, перекрытие зубьев Yε=1;
Коэффициент учитывающий, наклон зуба Yβ=1-21/140=0,85;
Коэффициент учитывающий, распределение нагрузки между зубьями при расчёте на усталость при изгибе определяется по формуле
KF=KFαKFβKFυ;
где KFα- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
KFβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
KFυ- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.
Определяем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
;
Определяем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
KFβ=αKHβ=1,15·1,08=1,242;
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении
KFv=1,1;
Тогда коэффициент учитывающий, распределение нагрузки между зубьями при расчёте на усталость при изгибе
KF=1,1·1,242=1,366;
Напряжение при изгибе
Условие выполняется. Передача годна.
Быстроходная ступень
По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни и колес Cталь 45 улучшение со следующими механическими характеристиками:
Шестерня 250 HВ
Колесо 225 НВ
Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:
;
где - предел контактной выносливости, ;
ZHL – коэффициент долговечности;
- коэффициент безопасности ;
;
;
Эквивалентное число циклов перемен напряжений:
где - время работы редуктора и зубчатых колес;
с- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.
ч;
Согласно циклограмме нагружения для колеса эквивалентное число циклов
Согласно циклограмме нагружения для шестерни эквивалентное число циклов
NHlim(1,2)=545·106
Тогда для шестерни коэффициент долговечности
Тогда для колеса коэффициент долговечности
Тогда допускаемые контактные напряжения для шестерни
.
Тогда допускаемые контактные напряжения для колеса
.
Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:
;
где - предел выносливости зубьев при изгибе, мПа
;
KFC-коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, KFC=1;
KFL- коэффициент долговечности, KFL=1,3;
SF-коэффициент безопасности, SF=2
.
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни и для колеса
.
6. Проектный и проверочный расчёт валов привода по двум сечениям.
Вал №1
Так как у выбранного двигателя 132М2 диаметр выходного вала dдв=32мм и соединение вала двигателя и вала редуктора осуществляется при помощи клиноременной передачи
d1min=32 мм.
Вал №2
Диаметр вала под шкивом
.
Вал № 3,5
принимаем d3=30 мм
Вал № 4
Диаметр вала под звёздочкой
принимаем d4=45 мм
Определяем силу от шкива по формуле
FШ=2F0·z·sin(0.5a)=2·502·2·sin(0.5·140)=1841 H
Определяем силу предварительного натяжения одного ремня по формуле 7,9 [1]
Н
Силы в цилиндрических передачах.
Определяем силы в цилиндрических передачах
Вал№2
Определяем тангенциальную силу в зацеплении
Ft52= Ft32=2·T2/d1=2·60.4·103/67=1803H;
Определяем радиальную силу в зацеплении
Fr52= Fr32=Ft52·tgα·cosβ1=1803·tg20·cos21,6=610Н;
Определяем осевую силу в зацеплении
Fa52= Fa32= Ft52·tg β=610·tg20=234Н;
Вал№3,5
Ft25= Ft23=2·T3/d2=2·92·103/212=868H;
Ft43= Ft45=2·T3/d3=2·92·103/67=1850,7H;
Fr25= Fr23=Ft25·tgα·cosβ1=868·tg20·cos21.6=294Н;
Fr43= Fr45=Ft43·tgα·cosβ2=1850,7·tg20·cos21.6=626Н;
Fa25= Fa23= Ft25·tg β1=868·tg21,6=343,6,5Н;
Fa43= Fa45= Ft43·tg β2=1850,7·tg21,6=732,7Н;
Вал№4
Ft54= Ft34=2·T4/d4=2·552,6·103/213=5188,7H;
Fr54= Fr34=Ft54·tgα·cosβ=5188,7·tg20·cos21.6=1755,9Н;
Fa54= Fa34= Ft54·tg β=5188,7·tg21.6=2054Н;
Определяем силу от звёздочки
S=0.3Ft54=0.3·5188.7=1556,6H
Вал № 2
Вертикальная плоскость
Определяем реакции:
RAX=-Fш·66,5/69 =-1774H.
RBX= Fш·135,5/69 = 3615H.
Проверка: S Y=-Ft52+Ft32+RAX+RBX-Fш=-1803+1803-1774+3615-1841=0.
Горизонтальная плоскость
Определяем реакции:
RAY=Fa32·d1/69 =678 H.
RBY=-Fa32·d1/69 =-678 H.
Проверка: S X=Fr32-Fr52+RAY+RAX =610-610+678-678=0.
Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости.
Определяем суммарные изгибающие моменты
Опасное сечение попадает под подшипник. Строим эпюру Т1.
Вал № 3.5
Вертикальная плоскость
Определяем реакции:
RDX=(Ft23·70-Ft43·148)/194=-1098H.
RCX= (Ft23·124-Ft43·46)/194=116H.
Проверка: S Y=RDX+RCX-Ft43+Ft23=-1098-116-1850+868=0
Горизонтальная плоскость
Определяем реакции:
RCY=(-Fa43·33,5+Fr23·124+Fa23·106+Fr43·46)/194=397,5H.
RDY=(Fr23·70+Fa43·33,5-Fa23·106+Fr43·148)/194=522,4 H.
Проверка: S Y=-Fr23-Fr43+RСY+RDY =-294-626+397+522,4=0.
Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости.
Строим эпюру Т3,5.
Вал № 4
Вертикальная плоскость
Определяем реакции:
RFX=S·148,5/96,5=2395H.
REX= -S·52/96,5=-839H.
Проверка: S Y=-Ft54+Ft34+RFX+REX-S= -5188,7+5188,7+2395-839-1556,6=0.
Горизонтальная плоскость
Определяем реакции:
RFY=Fa54·213/96,5 =4533,6 H.
REY=-Fa54·213/96,5=-4533,6 H.
Проверка: S X=Fr54-Fr34+RFY+REX =1755,9-1755,9+4533,6-4533,6=0.
Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости.
Определяем суммарные изгибающие моменты
Определяем общий коэффициент запаса прочности по формуле
где Sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
Sτ - коэффициент запаса прочности по косательным напряжениям;
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
где σ-1 – предел выносливости материала вала;
Кσ – эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе;
εσ –снижение механических свойств металла с ростом размера заготовки;
ψσ - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала.
где τ-1 – предел выносливости материала вала;
Кτ – эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении;
ετ –снижение механических свойств металла с ростом размера заготовки;
ψτ - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала.
Для изготовления вала применяем Сталь 45Н
Для всех валов: σв=740..980МПа , следовательно
s-1=0,43·σв =369,8 МПа, t-1=0,58·s-1=214,484 МПа,
По табл. ys=0,2 yt=0.1
Вал №2
Опасное сечение находится под подшипником, поэтому по таблице 14.2.1: Кs=3; Кt=2,15. По таблице 14.3.1 es=0.73, et =0.73
Так как вал дополнительно не упрочняется то, b=1. Напряжения в поперечном сечении вала изменяются по симметричному циклу, а напряжения при кручении по пульсирующему. Поэтому: sa=Мu/W, sm=0, tm=ta=T/2Wp.
Определяем момент сопротивления при изгибе по формуле
Определяем момент сопротивления при кручении по формуле
sa=153727/6283,18=24,46МПа;
tm=ta=77370/12566,37=6,15 МПа;
Принимаем [S]=2,5..4. Условие прочности выполняется. Вал годен.
Вал №3,5
Опасное сечение находится под шестерней, поэтому по таблице 14.2.1: Кs=1,675; Кt=1,55. По таблице 14.3.1 es=0.675, et =0.675
Так как вал дополнительно не упрочняется то, b=1. Напряжения в поперечном сечении вала изменяются по симметричному циклу, а напряжения при кручении по пульсирующему. Поэтому: sa=Мu/W, sm=0, tm=ta=T/2Wp.
sa=82151/20942=3,922МПа;
tm=ta=91920/40985,8=2,24 МПа;
Принимаем [S]=2,5..4. Условие [S]<S выполняется. Вал годен.
Вал №4
Опасное сечение находится под шестерней, поэтому по таблице 14.2.1: Кs=1,8; Кt=1,7. По таблице 14.3.1 es=0.8, et =0.8
Так как вал дополнительно не упрочняется то, b=1. Напряжения в поперечном сечении вала изменяются по симметричному циклу, а напряжения при кручении по пульсирующему. Поэтому: sa=Мu/W, sm=0, tm=ta=T/2Wp.
sa=392022/12142=32,2МПа;
tm=ta=550400/28476=19,3МПа;
Принимаем [S]=2,5..4. Условие [S]<S выполняется. Вал годен.
На всех валах установлены подшипники радиальные шариковые однорядные лёгкой серии:
Находим силы действующие на подшипник на третьем и пятом валу (подшипники №208):
На третьем валу
Определяем осевую силу воспринимаемую подшипником С
Faс=Fa23=343,6Н
Определяем осевую силу воспринимаемую подшипником D
Fad=Fa43=732,7Н
Определяем суммарную реакцию на опоре С
Определяем суммарную реакцию на опоре D
По каталогу [1] находим коэффициент е, ес=0.33 еd=0.41
Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .
S1=ecRc=0.33·414=136,62H
S2=edRd=0.41·1229=503,89H
S1< S2
Следовательно
Fa1=S1+Fac=136,62+343,6=479,6H
Fa2=S2+Fad=503,89+732=1235,89H
Определяем соотношение и сравниваем его с е.
следовательно Х=0.45, Y=1.81.
следовательно Х=0.45, Y=1.34.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
где
R – радиальная нагрузка, действующая на подшипник
V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.
K - коэффициент безопасности. K = 1.1 (стр. 85 [1])
KT – температурный коэффициент. KТ = 1 при температуре подшипника менее 1000С.
Так как подшипник на опоре D воспринимает большую нагрузка, то дальнейший расчёт ведём по нему.
Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника
Расчет на долговечность:
часов
L>Lh=9198 часов, следовательно долговечность обеспечена.
Находим силы действующие на подшипник на втором валу (подшипники №207):
Fa=Fa52-Fa32=0
Н
Н
Так как на опоре В большая нагрузка, то расчёт ведем по этому подшипнику.
По каталогу [1] находим коэффициент е
е=0
Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .
S1=eRA=0
S2=eRB=0
S1= S2
Следовательно
Fa1=S1=0
Fa2=S1+Fa=0
Определяем соотношение и сравниваем его с е.
следовательно Х=1, Y=0.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
где
R – радиальная нагрузка, действующая на подшипник
V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.
K - коэффициент безопасности. K = 1.1 (стр. 85 [1])
KT – температурный коэффициент. KТ = 1 при температуре подшипника менее 1000С.
Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника
Расчет на долговечность:
часов
L>Lh=9198 часов, следовательно долговечность обеспечена.
Находим силы действующие на подшипник на четвёртом валу (подшипники №209):
Fa=Fa54-Fa34=0
Так как на опоре F большая нагрузка, то расчёт ведем по этому подшипнику.
По каталогу [1] находим коэффициент е
е=0
Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .
S1=eRA=0
S2=eRB=0
S1= S2
Следовательно
Fa1=S1=0
Fa2=S1+Fa=0
Определяем соотношение и сравниваем его с е.
следовательно Х=1, Y=0.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
где
R – радиальная нагрузка, действующая на подшипник
V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.
K - коэффициент безопасности. K = 1.1
KT – температурный коэффициент. KТ = 1 при температуре подшипника менее 1000С.
Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника
Расчет на долговечность:
часов
L>Lh=9198 часов, следовательно долговечность обеспечена.
7. Расчёт соединения вал-ступица.
Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонки Сталь 45.
Вал № 2
Посадка шкива на вал:
Диаметр вала d=30 мм;
Ширина шпонки b=8 мм;
Высота шпонки h=7 мм;
Глубина паза вала t1=4 мм;
Длина шпонки l=56мм;
Предел смятия для Ст45 [σсм]=100 МПа.
Определяем рабочую длину шпонки по формуле
Lр=l-b=56-8=48 мм.
Определяем напряжение смятия шпонки
Шпонка в этом месте выдерживает.
Вал № 3,5
Посадка колеса на вал:
d=40 мм; b=12 мм; h=8 мм; t1=5 мм; l=45мм; [σсм]=100 МПа.
Lр=l-b=40-12=33 мм.
Шпонка в этом месте выдерживает.
Вал № 4
Посадка звёздочки на вал:
d=45 мм; b=14 мм; h=9 мм; t1=5,5 мм; l=70мм; [σсм]=100 МПа.
Lр=l-b=70-14=56мм.
Одна шпонка в этом месте выдерживает, ставим две шпонки.
Посадка колеса на вал:
d=46 мм; b=14 мм; h=9 мм; t1=5,5 мм; l=56мм; [σсм]=100 МПа.
Lр=l-b=56-14=42 мм.
Одна шпонка в этом месте выдерживает.
8. Назначение посадок и допусков на детали.
Так как редуктор применяется для привода неответственного конвейера, то принимаем квалитеты средней точности: для отверстий 7, для валов 6.
Выбираем посадки:
подшипника на вал – k6;
подшипника в корпус – Н7;
крышки в корпус – Н7/h9;
колеса на вал – H7/k6
манжеты на вал – h9;
шпонки в вал – P9/h9;
шпонки в ступицу – Js9/h9.
По выбранным квалитетам точности назначаем допуски:
на симметричность – 0,005 мм;
на соосность – 0,025 мм;
на радиальное биение – 0,05мм;
на перпендикулярность – 0,025 мм;
на симметричность – 0,16 мм;
на параллельность – 0,005 мм;
позиционный – 0,4 мм.
Назначаем шероховатости поверхностей:
под подшипники ( на валах и в корпусе) – 1,6 мкм;
под колесо– 3,2 мкм;
торцевые поверхности – 3,2 мкм;
шпоночные пазы – 3,2 мкм;
остальное - 12,5 мкм.
9.Описание сборки, регулировки и смазки
Изготовленные детали поступают на участок сборки. На валы насаживаются: колеса, кольца, втулки и подшипники. Собранные валы устанавливаются в корпус. Фланец корпуса покрывается пастой “Герметик” и накрывается крышкой корпуса. Корпус и крышка стягиваются болтами. Фланцы подшипников покрываются герметиком, устанавливаются крышки и стягиваются болтами. На выходной конец вала насаживается звёздочка. На входной вал насаживается шкив клиноременной передачи. В редуктор заливается масло и контролируется уровень маслоуказателем. Собранный редуктор поступает на участок соединения с электродвигателем.
Осевое фиксирование деталей осуществляется при помощи концевых шайб, болтов и стопорных шайб.
Колеса, шкив, и звёздочка устанавливаются на призматические шпонки.
Смазывание зубчатого зацепления
Так как у нас редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем способ смазывания - окунанием. По [24, табл. 10.29, с. 241] принимаем для смазывания масло И-Г-С-68 ГОСТ 17479.4-87. Количество масла определяем из расчета 0,4...0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности, т.е. примерно 2 л. Контроль уровня масла осуществляется при помощи 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.
Для смазывания шариковых радиальных подшипников принимаем жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.
[1] – Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/ А.В. Кузьмин, И. М. Чернин, Б. С. Козинцов.– 3-е изд., перераб. И доп.- Мн.: Выш школа., 1986.— 400 с.:ил.
[2] Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие – Мн.: Вышейшая школа, 1982, т.1.
[3] – Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие – Мн.: Вышейшая школа, 1982, т.2.
[4]- Ничипорчик С.Н. Деталти машин в примерах и задачах. – Мн.: Вышейшая школа,1981.
[5]– Курамаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. Пособие. – Мн.:УП «Технопринт», 2001. 290с.
|
|
|
Лист |
||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
4 |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
4 |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
4 |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
|
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
4 |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |
|
Лист |
||||||
|
4 |
||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум |
Подпись |
Дата |