Зубчатая передача
3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес.
В зубчатых передачах общего назначения целесообразнее применять колеса с твердостью НВ≤350
При производстве редукторов как правило шестерню и колесо выполняют из стали одной и той же марки. Рекомендуется назначать твердость шестерни на 30 ед. выше чем для колеса.
Выбираем для шестерни Ст45, термообработка – улучшение, НВ=320. Тогда для колеса выбираем Ст45, термообработка – улучшение, НВ=272
НВ1-НВ2=302-272=30
Это обеспечивает хорошую прирабатываемость зубьев.
3.2Определение основных параметров передачи.
Проектный расчет.
Для углеродистых сталей с твердостью меньше 350НВ и термообработкой улучшение допускаемое напряжение для шестерни
[δ]но=1,8*НВср+67=1,8*(302+272)/2+67=583,6 Н/мм2 (3.1)
Допускаемое контактное напряжение для колеса
[δ]FО=1,03*НВср=1,03*(302+272)/2=295,6 Н/мм2 (3.2)
Определяем коэффициент долговечности для шестерни
КHL1=6√(NHO1/N1) (3.3)
Где N1=573*ω*Lh, число циклов перемены напряжений
Lh=365*Lr*K*tc*Lc*Kc, срок службы привода, ч
Lh=365*5*1*12*2*1=43800 ч
Тогда: N1=573*22,2*61320=780 млн. часов
N2=573*5,55*61320=195 млн. часов
КHL1=6√(25*106/780*106)=0,03
КHL1=6√(25*106/195*106)=0,13
Так как N>NHo, то принимаем KHL=1
Определяем допускаемые контактные напряжения
[σ]Н1=KHL*[σ]НО1=583,6*1=583,6 Н/мм2
[σ]Н2=KHL*[σ]Fo=295,6*1=295,6 Н/мм2
Таким образом допускаемое напряжение для колеса имеет наибольшее значение, поэтому будем использовать [σ]Н1=[σ]Н2=295,6,Н/мм2
3.3 Определяем размеры закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
Определяем межосевое расстояние:
, (3.4)
где Ка = 49,5 – для прямозубых передач;
ψba = 0,3 – коэффициент ширины колеса, т.к. шестерня расположена симметрично относительно опор;
КНβ = 1,0 – для прирабатывающих зубьев колес.
|
|
аw = 49,5*(3,30+1)*3√(374,8*103*1)/(0,3*3,302*295,6)= 232 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 240 мм.
Задаем значение нормального модуля зацепления:
m =(0,01…0,02)*аw мм
m =0,01*160=1,6 мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.
Основные геометрические размеры передачи
Суммарное число зубьев:
z∑ = 2aw/m
z∑ = 2·240/2,0 = 240
Число зубьев шестерни: z1 = z∑/(u+1) = 240/(1+3,3)=56
Число зубьев колеса: z2 = z∑-z1 = 240-56=184
Уточняем передаточное отношение: uф = z2/z1 =184/56 = 3,3
Отклонение фактического значения от номинального:
Фактическое межосевое расстояние: aw = (z1+z2)m/2 = (56+184)*2/2=240 мм
Делительные диаметры шестерни и колеса:
d1 = mz1 =2*56=112 мм,
d2 = 2*184=368 мм,
Диаметры выступов шестерни и колеса:
da1 = d1+2m =112+2*2=57 мм
da2 = 368+2*2=185мм
Диаметры впадин шестерни и колеса:
df1 = d1 – 2,4m = 112 – 2,4·2,0 = 107,2 мм
df2 = 368 – 2,4·2,0 = 363,2мм
Ширина колеса: b2 = ybaaw = 0,315·240 = 75,6 мм
Ширина шестерни: b1 = b2 + (3÷5) = 75,6+(3÷5) = 76,2 мм
Условие пригодности заготовок колес:
Проверка межосевого расстояния
аw = (d1+d2)/2 = (112+368)/2 = 240 мм
Проверка пригодности заготовок
Dзаг = da1+6 = 57+6 = 63 мм
Условие Dзаг < Dпред = 125 мм выполняется для колеса размеры заготовки не лимитируются.Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи Sзаг=b2+4=75,6+4=79,6 мм
Толщина диска или обода заготовки колеса открытой передачи принимают меньшей из двух Сзаг=0,5*b2=0,5*75,6=37,8 мм; Sзаг=8*мм
Сталь 40Х, Sпред=80мм, Dпред=125мм
Проверяем контактные напряжения:
Где k - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач k=436;
kHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес kHα=1;
|
|
kHυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;
Ft – окружная сила в зацеплении, Н
Ft=(2*Т2*1000)/d2=(2*374,8*1000)/368=2037Н;
Окружная скорость:
υ = (π*n2*d2)/(30*2*1000)=(3,14*53*368)/(30*2*1000)=1,02 м/с;
Принимаем 9-ую степень точности, тогда kHυ=1,05
σн=436*√[2037*(3,3+1)*1*1,05*1,13]/(368*75,6)=266 Н/мм2
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса, Н/мм2
Колесо: 
Шестерня: 
где kFα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес kFα=1;
kFβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающих зубьев колес kFβ=1;
kFυ – коэффициент динамической нагрузки, kFυ=1,13;
YF1 и YF2 –формы зуба шестерни и колеса, YF1=3,76 при z1=56 и YF2=3,61 при z2=184;
Yβ=1, коэффициент учитывающий угол наклона зубьев,
σF2=3,61*1*(2037/(75,6*2))*1*1*1,13=55≤295,6Н/мм2
σF1=55*3,76/3,61=57≤295,6 Н/мм2
Перегрузка: (583,6 – 266) /266 *100 = 0,02% допустимо 5%.
Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм
Таблица 3
| Проектный расчет | |||||||
| Параметр | Значение | Параметр | Значение | ||||
| Межосевое расстояние аw | Угол наклона зубье β | -- | |||||
| Модуль зацепления m | Диаметр делительной окружности: Шестерни d1 Колеса d2 | ||||||
| Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса b2 | 76,2 75,5 | ||||||
| Число зубьев: Шестерни z1 Колеса z2 | Диаметр окружности вершин: Шестерни da1 Колеса da2 | ||||||
| Вид зубьев | прямозубая | Диаметр окружности впадин: Шестерни df1 Колеса df2 | 107,2 363,2 | ||||
| Проверочный расчет | |||||||
| Параметры | Допустимые значения | Расчетные значения | Примечания | ||||
| Контактные напряжения σ Н/мм2 | 583,6 | Недогрузка 0,12% | |||||
| Напряжения изгиба Н/мм2 | σF1 | 295,6 | |||||
| σF2 | 295,6 | ||||||
|
|
Так как расчетные напряжения σH < [σH] и σF < [σ]F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
4 Нагрузки валов редуктора.
Силовая схема напряжения валов
 |
Силы, действующие в зацеплении.
Цилиндрическая прямозубая передача:
- окружная сила на шестерне: Ft1= Ft2
На колесе: Ft2 = 2T2/d2 = 2·374,8·103/368 = 2037H
- радиальная сила на шестерне: Fr1= Fr2
На колесе: Fr = Ft2tga = 2037∙103tg163º= -611 H
Плоскоременная передача:
Fоп=2Fоsin(α/2)=2∙504∙0,2=202 Н
Муфта тихоходного вала:
Для зубчатых редукторов- Fм=125√Т2=125√374,8=2420 Н
Разработка чертежа общего вида редуктора.
Определение размеров валов, вал-шестерня:
Диаметр быстроходного вала:
где Мк – передаваемый момент;
[τ]=10…20, выбираем 20;
d1 = 3√(96,8*103)/(0,2*20)= 29 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм;
Длина выходного конца:
ℓ1 = (1,2…1,5)d1 = 1,0*30=30 мм,
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 30+2*2,2=34,4 мм,
где t = 2,2 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 35 мм;
длина вала под уплотнением:
ℓ2 » 1,5d2 =1,5×35 = 53 мм.
Диаметр вала под шестерню:
d3= d2+3,2*r=35+3,2*3=45 мм
где r=3, фаска подшипника;
длина вала под шестерню ℓ3 определяется графически на эскизной компоновке;
Диаметр вала под подшипник
d4 = d2 = 35 мм
Длина вала под подшипник
ℓ4=В+с=14+2=16 мм
Подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75) серия 107
d=35мм, D=62мм, В=14мм;
Определение размеров валов, вал-колесо:
Диаметр выходного конца тихоходного вала
d1 =3√(374,8*103)/(0,2*20)=45 мм;
длина выходного конца
ℓ1 = (1,0…1,5)d1 = 1,0*45= 45 мм,
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 45+2*2,8=51мм,
где t = 2,8 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 60 мм.
Длина вала под уплотнением
ℓ2 » 1,5d2 =1,5×60= 90мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 3,2r = 60+3,2×3= 69,6 мм,
принимаем d3 = 70 мм.
длина вала под шестерню ℓ3 определяется графически на эскизной компоновке;
Диаметр вала под подшипник
d4 = d2 = 60 мм,
Длина вала под подшипник
ℓ4=В+с=18+2=20 мм,
Подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75) серия 112
d=60мм, D=95мм, В=18мм;
Пятая ступень вала, упорная или под резьбу
d5= d3+3f=70+3*2=76 мм,
длина вала ℓ5 определяется графически на эскизной компоновке.
Диаметр ступицы:
dвн= d3=70 мм
dнар = 1,55d3 = 1,55·70 = 108 мм.
Длина ступицы:
ℓст = (1,0…1,5)d3 = 1,2*70 = 84 мм,
Толщина обода:
S = 2,2m+0,05b2 = 2,2×2+0,05·50 =7 мм
принимаем S = 8 мм
Толщина диска:
С = 0,25b2 = 0,25·50 = 13 мм.
5 Компоновка редуктора
Определив межосевые расстояния, диаметры, ширину колес, разрабатываем эскиз компоновки редуктора, определяем взаимное расположение деталей и расстояние между ними. Для того что бы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор Х:
Х=3√(L+3), мм
Где L – определяется конструктивно из размеров цилиндрической передачи, полученное значение Х округляем до ближайшего целого значения, но не меньше 8мм. Принимаем Х=10. Расстояние У между дном корпуса и поверхностями колеса и шестерни принимаем У≥4*Х=4*10=40 мм.
Расчетная схема валов редуктора
Быстроходный вал
Горизонтальная плоскость.
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
åМ(Fi)A=0
-Fr1*((ℓ3ш+В)/2)+RBy*(ℓ3ш+В)-Fоп*(ℓ3ш+В+ ℓ2ш+В/2)=0
RBy=[ Fr1*((ℓ3ш+В)/2)+ Fоп*(ℓ3ш+В+ ℓ2ш+В/2)]/ (ℓ3ш+В)=[611*((100+14)/2)+202(100+14+53+7)]/(100+14)=614 Н/мм
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В
åМ(Fi)В=0
-RАy*(ℓ3ш+В)+Fr1*((ℓ3ш+В)/2)- Fоп*(ℓ2ш +В/2)=0
RАy=[ Fr1*((ℓ3ш+В)/2)- Fоп*(ℓ2ш+В/2)]/ (ℓ3ш+В)=[611*((100+14)/2)-202 (53+7)]/(100+14)=199 Н/мм
Проверочный расчет:
åу=0
-RАy+ Fr1- RBy+ Fоп=0
-199+611-614+202=0
Вертикальная плоскость.
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
åМ(Fi)A=0
Ft1*((ℓ3ш+В)/2)- RBх*(ℓ3ш+В)=0
RBх= Ft1*((ℓ3ш+В)/2)/ (ℓ3ш+В)=(2037*57)/114=1018,5 Н/мм
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В
åМ(Fi)В=0
RАх*(ℓ3ш+В)-Ft1*((ℓ3ш+В)/2)=0
RАх= Ft1*((ℓ3ш+В)/2)/ (ℓ3ш+В)=(2037*57)/114=1018,5 Н/мм
Проверочный расчет:
åх=0
RBх+RАх-Ft1=0
1018,5 +1018,5 -2037=0
Строим эпюры Му и Мх:
МизгА=0 и МизгL=0
МизгК=-RАy*(ℓ3ш+В)/2=119*57=-6,8 Н/м
МизгВ= Fоп*(ℓ2ш +В/2)=202*60=12,12 Н/м
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости Му
МизгА=0 и МизгL=0
МизгК=-RАх*(ℓ3ш+В)/2=-1018,5 *57=-58Н/мм
МизгВ= 0
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости Мх
Эпюра суммарных изгибающих моментов:
МизгА=0 и МизгL=0
МизгК=√(Мизгх2+ Мизгу2)=√(6,8+58)=89 Н/м
МизгВ=12,12 Н/м
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов Мсум.изг.
Эпюра крутящих моментов:
Для быстроходного вала Т1=96,8 Н*м передается от ременной передачи на шестерню. Из эпюр крутящих моментов и суммарных изгибающих моментов следует что опасным является сечение где установлена шестерня К
Выбираем сталь 40Х, σв=900 Н/мм2, σт=750 Н/мм2
Тихоходный вал
Вертикальная плоскость.
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
åМ(Fi)с=0
Fr2*((ℓ3к+В)/2)-RDy*(ℓ3к+В)=0
RDy=Fr2*((ℓ3к+В)/2)/(ℓ3к+В)=(611*(100+18)/2)/(100+18)=305,5 Н/мм
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D
åМ(Fi)D=0
Rсy*(ℓ3к+В)-Fr2*((ℓ3к+В)/2)=0
Rсy=Fr2*((ℓ3к+В)/2)/ (ℓ3к+В)=611*(118/2)/118=305,5 Н/мм
Проверочный расчет:
åу=0
Rсy- Fr2+ RDy=0
305,5 -305,5 +611=0
Горизонтальная плоскость.
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
åМ(Fi)с=0
-Fм*(ℓ2к+В/2)- Ft2*((ℓ3к+В)/2)+RDх*(ℓ3к+В)=0
RDх= [Fм*(ℓ2к+В/2)+Ft2*((ℓ3к+В)/2)]/ (ℓ3к+В)=(2420*(75+9)+2037*(118/2))/118=3049 Н/мм
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D
åМ(Fi)D=0
-Fм*(ℓ2к+В/2+ℓ3к+В)-Rсх*(ℓ3к+В)+Ft2*((ℓ3к+В)/2)=0
Rсх = [-Fм*(ℓ2к+В/2+ℓ3к+В)+Ft2*((ℓ3к+В)/2)]/ (ℓ3к+В)=(-2420*(75+9+118)+2037*(118/2))/118=-3432 Н/мм
Проверочный расчет:
åх=0
Fм- Rсх-Ft2+ RDх =0
2420-3432-2037+3049=0
Строим эпюры Му и Мх:
МизгO=0 и МизгD=0
МизгQ=-RDx*(ℓ3к+В)/2=-3049*57=-174 Н/м
МизгC=-Fм*(ℓ2к +В/2)=-2420*(90+9)=-240 Н/м
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости Му
МизгО=0 и МизгD=0
МизгQ=Rcy*(ℓ3к+В)/2=305,5*(118)/2=18 Н/м
МизгС= 0
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости Мх
Эпюра суммарных изгибающих моментов:
МизгО=0 и МизгD=0
МизгQ=√(Мизгх2+ Мизгу2)=√-180+18)=181 Н/м
МизгC=-240 Н/м
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов Мсум.изг.
Эпюра крутящих моментов:
Для тихоходного вала Т2=374,8 Н*м передается от колеса на муфту. Из эпюр крутящих моментов и суммарных изгибающих моментов следует что опасным является сечение С где установлен подшипник.
Выбираем сталь 40Х, σв=900 Н/мм2, σт=750 Н/мм2
6.3 Определение запаса прочности вала
Определяем напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм2
Быстроходный вал:
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений σа равно расчетным напряжениям изгиба σи
где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н*м;
Wнетто – осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла τа равна половине расчетных напряжений кручения τк
 |
где Mк – крутящий момент, Н*м;
Wρнетто=полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3;
 |
Тихоходный вал:
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений σа равно расчетным напряжениям изгиба σи
Где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н*м;
Wнетто – осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла τа равна половине расчетных напряжений кручения τк
τа= τк/2=(Mк*103)/2*Wρнетто
где Mк – крутящий момент, Н*м;
Wρнетто=полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3;
τа= τк/2=(374,8*103)/2*42390=4,4 Мпа
Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
(Кτ)D=[ Кτ/ Кd+КF-1]*(1/Ку)
(Кσ)D=[ Кσ/ Кd+КF-1]*(1/Ку)
Где Кτ=2,4 и Кσ=2,35- эффективные коэффициенты концентраций напряжений, при σ=900;
Кd=0,73 -влияние абсолютных размеров поперечного сечения;
КF=1– коэффициент влияния шероховатости;
Ку=2 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения;
(Кσ)D=[2,35/0,73+1-1]*0,5=1,61
(Кτ)D=[2,4/0,73+1-1]*0,5=1,64
7 Предварительный выбор подшипников
Для данной схемы редуктора выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75), так как по сравнению с другими они дешевые и выдерживают достаточную нагрузку. Все подшипники устанавливаем «в распор», что фиксирует их от осевого смещения.
Для быстроходного вала выбираем подшипник особолегкой серии 107 d=35мм, D=62мм, B=14мм, r=2мм, Cr=15,9кН;
Для тихоходного вала выбираем подшипник особолегкой серии 112 d=60мм, D=95мм, B=18мм, r=2мм, Cr=29,6кН;
Проверочный расчет подшипника:
Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняется для каждого вала в отдельности. Пригодность определяется сопоставлением динамической грузоподъемности Сгр, Н с базовой Сr и базовой долговечности L10h, ч с требуемой Lh, ч.
Сгр≤ Сr или L10h≥ Lh
Сгр=Re3√(573*ω* Lh)/106
L10h=(106/(573*ω))/(Сr/Re)3
где Re – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
ω – угловая скорость соответствующего вала, 1/с;
m=3 – показатель степени шариковых подшипников;
Для быстроходного вала:
Определяем радиальные нагрузки подшипников:
Rr1=√(RAy2+RAx2)=√(1992+1018,52)=1038 Н
Rr2=√(RВy2+RВx2)=√(6142+1018,52)=1189 Н
Осевые составляющие радиальных нагрузок подшипников равны нулю. Подшипники воспринимают силы в зацеплении и ограничивают перемещение вала под действием этих сил вдоль оси. Определяем соотношение (Rа/ Сор)=0,014, так как осевая нагрузка в прямозубом зацеплении Fa равна нулю, то выбираем значение коэффициентов е и у минимальными, е =0,19 у =2,30.
Расчитываем эквивалентную динамическую нагрузку:
Rе1=(ХV Rr1+ у Rа)* Кτ* Кσ, Н
Где Х=0,56 – коэффициент радиальной нагрузки;
V=1 – коэффициент вращения;
Rа= Fa=0;
Кτ=1 – температурный коэффициент;
Кσ=1,3 – коэффициент безопасности;
Rе1=(0,56*1038*1+2,30*0)*1*1,3=756 Н
Rе2=(0,56*1*1189+2,30*0)*1*1,3=866 Н
Рассчитываем грузоподъемность по подшипнику у которого наибольшая нагрузка, это Rе2.
Сгр=866*3√(573*22,2*43800)/106=7188 Н,
L10h=(106/(573*22,2))*(15900/866)3=25239 ч,
Сгр≤ Сr и L10h≥ Lh
7188≤15900 и 25239≥15900
Так как выбранный подшипник не удовлетворяет условиям, уточняем серию и группу подшипника. Выбираем подшипник легкой серии 207 d=35мм, D=72мм, B=17мм, r=2мм, Cr=25,5кН.
Для тихоходного вала:
Определяем радиальные нагрузки подшипников:
Rr1=√(RDy2+RDx2)=√(305,5 2+30492)=82 Н
Rr2=√(RCy2+RCx2)=√(305,52-34322)=71Н
Осевые составляющие радиальных нагрузок подшипников равны нулю. Подшипники воспринимают силы в зацеплении и ограничивают перемещение вала под действием этих сил вдоль оси. Определяем соотношение (Rа/ Сор)=0,014, так как осевая нагрузка в прямозубом зацеплении Fa равна нулю, то выбираем значение коэффициентов е и у минимальными, е =0,19 у =2,30.
Расчитываем эквивалентную динамическую нагрузку:
Rе1=(ХV Rr1+ у Rа)* Кτ* Кσ, Н
Где Х=0,56 – коэффициент радиальной нагрузки;
V=1 – коэффициент вращения;
Rа= Fa=0;
Кτ=1 – температурный коэффициент;
Кσ=1,3 – коэффициент безопасности;
Rе1=(0,56*82*1+2,30*0)*1*1,3= 60 Н
Rе2=(0,56*1*71+2,30*0)*1*1,3= 52 Н
Рассчитываем грузоподъемность по подшипнику у которого наибольшая нагрузка, это Rе1.
Сгр=60*3√(573*5,55*43800)/106=2622*5.6=319 Н,
L10h=(106/(573*5))*(25500/60)3=53800 ч,
Сгр≤ Сr и L10h≥ Lh
319≤25500 и 53800≥43800
Условия прочности выполняются, оставляем выбранный подшипник.
8 Выбор муфты
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом рабочей машины предусмотрена муфта. Выбираем муфту с торообразной оболочкой. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов.
Крутящий момент Т2=374,8 Н*м, угловая скорость ω=5 с-1
Выбираем муфту со следующими параметрами:
Т=800 Н*м, ω=170 с*1, d1=50мм, ℓцил=84мм, ℓкон=60мм, Lцил=280мм, Lкон=270мм, D=320мм. Смешение осей валов (не более) радиальное ∆r=3мм, угловое ∆γ=1º30’, осевая ∆α=3,6мм.
9 Расчет соединений
В данном проекте проверяем шпонку под зубчатое колесо и две шпонки под полумуфту и под шкив на смятие.
Проверочный расчет на смятие:
σсм=Ft/Aсм ≤[σ]см,
где Ft=2037 Н – окружная сила на шестерне;
Aсм=(0,94h-t1)*(ℓ-b) – площадь смятия, мм2;
(ℓ-b) – рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм;
[σ]см=160 Н/мм2 – допускаемое напряжение на смятие;
Рассчитываем шпонку под цилиндрическое колесо цилиндрического вала:
Так как диаметр d3=70 мм, то выбираем шпонку с параметрами b=20мм, h=12мм, фаска 0,6…0,8 мм, глубина паза вала t1=7,5мм, ступицы t2=4,9мм, длина ℓ=56мм.
σсм=2037/[(0,94*12-7,5)*(56-20)]=15 Н/мм2
σсм ≤[σ]см 15 ≤160
Выбранная шпонка удовлетворяет условиям смятия.
Рассчитываем шпонку под муфту цилиндрического вала:
Так как диаметр d1=70 мм и сила Fм=2420 Н, то выбираем шпонку с параметрами b=14мм, h=9мм, фаска 0,4…0,6 мм, глубина паза вала t1=5,5мм, ступицы t2=3,8мм, длина ℓ=80мм.
σсм=2420/[(0,94*9-5,5)*(80-16)]=14,2 Н/мм2
σсм ≤[σ]см 14,2 ≤160
Выбранная шпонка удовлетворяет условиям смятия.
10 Смазка и смазочные устройства
Для редукторов общего назначения принимают непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунание). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с. Окружная скорость тихоходного вала ω2=5 с-1. Выбор сорта масла зависит от расчетного контактного напряжения в зубьях σн и фактической окружной скорости колес υ.
υ=(ω* d)/2
где d – делительный диаметр колеса, м;
υ=(5*60)/(2*103)=0,15 м/с
По полученной скорости выбираем масло И-Г-А-68 масло индустриальное для гидравлических систем без присадок с вязкостью λ=61…75 мм2 при температуре 40ºС. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.
V=Pн*0,5
Где V – объем масла, л;
Pн – мощность двигателя, кВт;
V=3*0,5=1,5 л
Определяем уровень масла в цилиндрических редукторах при погружении в масляную ванну колеса:
m≤hм≤0,25*d2
где m=2 – модуль зацепления;
d – делительный диаметр колеса, мм;
2≤hм≤60 мм
Определяем объем масла заливаемого в редуктор:
Vp=L*B*H
Где L – длина, мм;
B – ширина, мм;
H – высота, мм;
L=da1+da2+2X=116+372+2*8=504 мм
B=ℓ3=100 мм
H= da2+5X=372+58=430 мм
Vp= 50,4*43*10=21672 см
Vм= L*B*(у +hм)=10*50,4*(3,2+5)=4132 см
Подшипники смазываются брызгами масла, которые покрывают все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса и стекая попадают в поддон (ванну). Для слива загрязненного масла делаем в корпусе сливное отверстие закрываемое пробкой, для наблюдения за уровнем масла устанавливаем в корпусе жезловой масло указатель. Для избежания повышения давления внутри корпуса и просачивания в связи с этим масла через уплотнения устанавливаем отдушину в крышке смотрового отверстия редуктора.
11 Основные элементы корпуса и технический уровень редуктора
В корпусе редуктора размещены детали зубчатой передачи. Его конструкция обеспечивает прочность и жесткость всего редуктора, исключает перекосы валов. Так как межосевое расстояние аW>240мм, то корпус выполняют разъемным, состоящим из основания и крышки. Материал корпуса литье из серого чугуна СЧ15.
Основные элементы корпуса:
Толщина стенок корпуса
δ=1,124√Т2≥6 мм
δ=1,124√374,8=1,6≥6 мм
Принимаем толщину стенок δ=6 мм, так же примем толщину крышки корпуса равной 6 см.
Толщина основания корпуса
ρ=2,35*δ=2,35*6=14,1 мм
Принимаем толщину основания корпуса ρ=15 мм.
Диаметры фундаментных болтов:
Фланцевые соединения:
Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусах проектируемых одноступенчатых редукторов конструируют пять фланцев: 1-фундаментный основания корпуса; 2-подшипниковый бобышки основания и крышки корпуса; 3-соеденительный основания и крышки корпуса; 4-крышки подшипникового узла; 5-крышки смотрового люка.
Крепежные винты d1, d2, d3, d4, d5указаных фланцев, определяют в зависимости от главного параметра редуктора.
d1=2*δ=2*6=12 мм
d2=1,5*δ=1,5*6=9 мм
d3=1*δ=1*6=6 мм
Винт крепежа смотровой крышки с крышкой редуктора выбираем М6х25.
Число болтов считаем конструктивно.
Определение массы редуктора:
m=φ*ρ*V*10-9
где φ=0,39 – коэффициент заполнения;
ρ=7,4*103– плотность чугуна, кг/м3;
V – условный объем, мм3;
m – масса редуктора;
m=0,39*7,4*21672*103*10-9=62,5 кг
Критерий технического уровня:
γ= m /Т2
где Т2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м;
γ=62,5 /374,8=0,16 кг/(Н*м)
| Тип редуктора | Масса m, кг | Момент Т2, Н*м | Критерий γ | Вывод |
| Одноступенчатый цилиндрический | 62,5 | 374,8 | 0,16 | Высокий уровень редуктора, соответствует современным мировым образцам. |
Вывод
В курсовом проекте спроектирован привод к скребковому конвейеру, состоящему из двигателя, плоскоременной передачи и цилиндрического одноступенчатого прямозубого редуктора. Для привода выбран электродвигатель марки 4A112M8 мощностью Р=3 кВт с частотой вращения n=955 об/мин, передаточное число редуктора u=3,3, а передаточное число ременной передачи u=4. Для передачи момента с тихоходного вала редуктора на рабочий вал выбрана муфта упругая с торообразной оболочкой (ГОСТ 20884-93). Крутящий момент на тихоходном валу Т2=374,8 Н*м.
Литература
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк., 1991.–432 с.
2. Курсовое проектировании деталей машин. / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.
3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.
4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.,1990.
5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк., 2002.
6. Альбом деталей машин.
7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение, 1978.
8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988.