Дипломная работа: Проектирование привода общего назначения

В нашем случае: <, следовательно,==1320Н; =Н

Отношение  <е, эквивалентную нагрузку определяем без учета

осевой, следовательно, Х=1, Y=0.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле (9.9):

где  - радиальная нагрузка,  =14887Н;

 - осевая нагрузка,  = =1279,4H;

V-коэффициент, при вращении внутреннего кольца подшипника V=I;

 - коэффициент безопасности, согласно таблице 9. 19 [1] для привода к ленточному

конвейеру  =1,5;

-температурный коэффициент, согласно таблице 9.20 [1] =1;

Расчётную долговечность, миллион оборотах, определим по формуле (9.10):

где С - грузоподъемность подшипников 7614, С=240,0кН

 - эквивалентная нагрузка, = 22,331кН

Расчётную долговечность в часах определим по формуле (9.11):

где п2 - частота вращения ведомого вала, п2 = 115,8об/мин.

L - см. формулу (9.11).

Это больше долговечности установленной ГОСТ 16162-85 для зубчатых редукторов, и равной=10000ч.

Расчетная схема ведущего вала представлена на рисунке 4, расчетная схема ведомого вала представлена на рисунке 5.

Рисунок 4 - Расчетная схема ведущего вала.

Рисунок 5 - Расчетная схема ведомого вала.

10. ВТОРОЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

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

Порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее в пункте 5 курсового проекта. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала.

а) Наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на расстояние =95мм.

Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно

вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца выполнят одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) Вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности.

а) Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой; место перехода вала смещаем на 2-Змм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала);

б) Отложив от середины редуктора расстояние I2 =95мм, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 - 10мм меньше длин ступиц.

11. ПРОВЕРКА ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360 - 78 в соответствии с таблицей 8.9 [1].

Параметры шпонок сведем в таблицу 3.

Таблица 3 - Параметры шпонок

Диаметр вала в месте установки шпонки, мм	Сечение шпонки b x h x l, мм	Глубина паза		Фаска s х 45
		вала , мм	втулка , мм
	14 х 9 х 125	5,5	3,8	0,25 – 0,40
	18 х 11 х 100	7,0	4,4	0,25 – 0,40
	20 х 12 90	7,5	4,9	0,40 – 0,60

Материал шпонок сталь - 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле (11.1):

 (11.1)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице = 100 - 200MПa.

Проведем проверку шпонки на ведущем валу.

Проверим шпонку под ведомым шкивом ременной передачи. Диаметр вала равен

мм, вращающий момент на валу

Длину шпонки выбираем в зависимости от длины ступицы шкива, которая равна 136мм, длина шпонки составит l =125мм;

<100 – 120МПа

Условие  < выполнено.

Ведомый вал.

Из двух шпонок под зубчатым колесом и под звездочкой более нагружена вторая (меньше диаметр вала, поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверим шпонку под звездочкой. Диаметр вала =65 мм; вращающий моментДлину шпонки выбираем в зависимости от длины ступицы звездочки, которая равна 104 мм, длина шпонки составит l = 100мм.

<120МПа

Условие < выполнено.

12. УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и в сравнении их с допускаемым значением  Прочность соблюдена при S > .

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

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е. сталь 45. Термическая обработка улучшение.

В соответствии таблицей 3.3. [1] при диаметре заготовки более 120 мм, а в нашем случае  среднее значение предела прочности равно .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определим по формуле (12.1):

 (12.1)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений определим по формуле (12.2):

 (12.2)

Сечение A-A (рисунок 4).

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала в этом сечении равен 55мм. В соответствии с таблицей 8.7 [1] имеем отношение коэффициента концентрации напряжений к масштабному фактору:

;

Принимаем в соответствии с рекомендациями на с.166 [1] коэффициент для углеродистых сталей = 0,15 и .

Изгибающий момент определим по формуле (12.3):

 (12.3)

где  - нагрузка на вал от ременной передачи, = 2718Н;

 - длина выходного конца ведущего вала, равная ширине шкива ременной передачи,

= 82мм

Осевой момент определим по формуле (12.4):

 (12.4)

где  - диаметр вала под подшипник, = 55мм;

Амплитуда нормальных напряжений определим по формуле (12.5):

 (12.5)

где  - изгибающий момент, ;

W - осевой момент, Wмм3.

Осевая нагрузка на вал = 1279,4Н мала, следовательно, среднее напряжение цикла нормальных напряжений принимаем  =0

Полярный момент сопротивления определим по формуле (12.6):

 (12.6)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим по формуле(12.7):

 (12.7)

где  - вращающий момент на ведущем валу,

Wp - полярный момент сопротивления, Wр

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определим по формуле (12.8):

 (12.8)

где  - предел выносливости при симметричном цикле изгиба, =297MПа

 - амплитуда нормальных напряжений, =13,7МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определим по формуле (12.9):

 (12.9)

где  - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений,

=172МПа;

 - амплитуда цикла касательных напряжений,  =5МПа;

 - среднее напряжение цикла касательных напряжений, ==5МПа;

 - коэффициент для углеродистых сталей, =0,1.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения A-A определим по формуле (12.10):

 (12.10)

где  - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям, =6;

 - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, =13

Сечение Б - Б (рисунок 5).

Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 55мм к диаметру 45мм.

При =1,2; =0,03, коэффициенты концентрации напряжений в соответствии с таблицей 8.2. [1] равны =2,24, =1,49. Масштабные факторы в соответствии с таблицей 8.8. [1] равны

=0,82, =0,70.

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения A-A.

Осевой момент сопротивления сечения определим по формуле (12.4):

Амплитуду нормальных напряжений по формуле (12.5):

Полярный момент сопротивления по формуле (12.6):

 

Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений (12.7):

 

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям по формулам (12.8), (12.9):

 

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения Б - Б по формуле (12.10):

 

Сечение B-B (рисунок 5).

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. В соответствии с таблицей 8.5 [1]  =1,75; =1,60; масштабные факторы в соответствии с таблицей 8.8. [1]

равны =0,81; =0,79. Диаметр вала в этом сечении равен 45мм.

Изгибающий момент тот же, что и в сечении A-A =

Момент сопротивления нетто при изгибе, определим по формуле (12.11):

 (12.11)

где  - диаметр выходного конца ведущего вала, =45мм;

b - ширина шпонки, b=14мм

 - глубина паза вала,  = 5,5мм

Амплитуду нормальных напряжений изгиба определим по формуле (12.12):

 (12.12)

где  - изгибающий момент,

 - момент сопротивления нетто при изгибе,

Момент сопротивления нетто при кручении определим по формуле (12.13):

 (12.13)

где  - диаметр выходного конца ведущего вала, =45мм;

b - ширина шпонки, b=14мм

 - глубина паза вала,  = 5,5мм

Амплитуду и средние напряжения цикла касательных напряжений определим по формуле (12.14):

 (12.14)

где  - вращающий момент на ведущем валу,

 - момент сопротивления нетто при кручении, .

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определим по формулам (12.8), (12.9):

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения В - В по формуле (12.10):

Сведём результаты проверки в таблицу 3.

Таблица 3 - Коэффициенты запаса прочности.

Сечение	А - А	Б - Б	В - В
Коэффицент запаса прочности	5,4	3,8	4,1

Во всех сечениях  Условие прочности выполнено.

Ведомый вал:

Материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшенная. Расчет проведем аналогично расчету ведущего вала. В соответствии таблицей 3.3. [1] при диаметре заготовки более 120мм среднее значение =690МПа.

Пределы выносливости =297МПа, а

Сечение A-A (рисунок 5).

Диаметр выходного конца вала равен 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. В соответствии с таблицей 8.5. [1]  =1,75; =1,60;

масштабные факторы в соответствии с таблицей 8.8. [1] равны =0,78; =0,64.

Момент сопротивления сечения нетто при кручении и изгибе при ширине шпонки b=18мм smm, глубине паза  равен:

Приняв у ведомого вала длину посадочной части под звездочку равной длине ступицы звездочки l=104мм, положим х=75мм получим изгибающий момент в сечении А - А от консольной нагрузки:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Амплитуда и средние напряжения цикла касательных напряжений:

Коэффициенты запаса прочности:

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения А - А:

Следовательно, S> [S] =2,5. Условие прочности выполнено.

Это свидетельствует о том, что консольные участки валов оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. По этой причине проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.

13. ПОСАДКИ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА И ПОДШИПНИКОВ

Посадки назначаем в соответствии данными в таблице 10.13 [1]. Посадки зубчатого колеса

на валпо ГОСТ 25347 - 82. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала

к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Посадка шкива ременной

передачи на вал. Посадка звездочки цепной передачи на вал.

14. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, разливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10мм. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0,25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности при Ртр =12,38кВт имеем: .

По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях  и скорости V=2,3м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть равна Принимаем масло индустриальное И - 30A по ГОСТ 20799 - 50.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняя его шприцем через маслёнку.

15. СБОРКА РЕДУКТОРА

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

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

- на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;

- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в корпус 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; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо; в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку; ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в протоки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. С.А. Чернавский Курсовое проектирование деталей машин, M.: Машиностроение, 1988

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин, M.: Высшая школа, 2000.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Детали машин, M.: Высшая школа, 1987.