,
где n – общий коэффициент запаса в рассматриваемом сечении вала;
[n] – допускаемый коэффициент запаса, [n] = 2,5;
Общий коэффициент запаса определяется по формуле (стр. 95 [2])
,
где ns – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
nt –коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
При длительном сроке службы вала по [2]
,
,
где sт,tт – средние значения цикла нормальных напряжений изгиба и кручения,по [2]:
tт=tv= ,
где Мк – крутящий момент на валу;
Wкнетто – момент сопротивления кручению, по [2]:
,
где b – ширина шпоночного паза;
t1 – глубина шпоночного паза вала;
d – диаметр вала под колесом.
sv и tv – амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений.
,
где Ми – изгибающий момент на валу;
Wкнетто – момент сопротивления изгибу, по [2]:
s-1 и t-1 – пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения, для углеродистой стали по [2]:
s-1 = 0,43sв =0,43*610=262,3Н/мм2, t-1 =0,58s-1 =0,58*262,3=152 Н/мм2;
|
|
sт=0, так как осевое усилие на колесе равно нулю;
ys и yt – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений изгиба и кручения, для для углеродистых сталей, yt = 0,1;
b – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;
es, et – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, по таб. [2] es=0,82, et =0,7;
ks, kt - эффективный коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений по таб. [2] ks=1,6, kt=1,5;
После подстановки:
Коэффициент запаса прочности:
> [n]=2,5
Условие прочности выполнено.
Выбор подшипников
На ведущем валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии диаметров ГОСТ 8338-75.
D=62мм; d=25мм; В=17мм, где
D – диаметр наружного кольца подшипника,
d – диаметр внутреннего кольца подшипника,
В – ширина подшипника.
На промежуточном валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии диаметров ГОСТ 8338-75.
D=72мм; d=30мм; В=19мм.
На выходном валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники особолегкой серии диаметров ГОСТ 8338-75.
D=85мм; d=45мм; В=19мм.
Расчет подшипников выходного вала на долговечность.
Расчет подшипников на долговечность производится по формуле [2]:
, где
С – динамическая грузоподъемность подшипника, С=16000
р – показатель степени. При точечном контакте р=3,
Р – эквивалентная нагрузка.
Р= ,при и Fa,
Fr – радиальная нагрузка, действующая на подшипник,
Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х=1,
V – коэффициент вращения. Так как вращается внутреннее кольцо, то V=1,
|
|
Кσ – коэффициент безопасности, Кσ=1,
Кт – температурный коэффициент, Кт=1.
Исходя из данных, полученных при расчете вала на прочность определяем суммарные реакции:
Подставляем все необходимые значения в формулу для нахождения эквивалентной нагрузки:
Р=( =1.1.1055.1.1=7243,5Н.
Рассчитываем долговечность млн. об.:
,
Рассчитываем долговечность, ч:
,
где n=114 об/мин – частота вращения ведомого вала.
Подбор и расчет шпонок.
Ведущий вал.
Диаметр шейки вала, соединяемой со ступицей звездочки цепной передачи, d=18мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки глубина паза t1=3,5.
Проверяем шпоночное соединение на смятие по формуле:
, где
Т2 – крутящий момент на ведущем валу, Т2=29,6.103Н.мм,
d – диаметр шейки вала, соединяемой со звездочкой,
h – высота шпонки,
t1 – глубина паза вала,
b – ширина шпонки
Промежуточный вал.
Диаметр шейки вала, на которую насажено колесо, d=35мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки глубина паза t1=5.
Проверяем шпоночное соединение на смятие:
Т3 – крутящий момент на промежуточном валу, Т3=72,157.103Н.мм,
Выходной вал.
Диаметр шейки вала, на которую насажено цилиндрическое колесо, d=48мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки глубина паза t1=5,5.
Проверяем шпоночное соединение на смятие
Т4 – момент на выходном валу, Т4=175,901.103Н.мм,
Диаметр шейки вала, на котором расположена муфта МУВП, d=40мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки глубина паза t1=5.
Проверяем шпоночное соединение на смятие
Компоновка редуктора
Конструктивные размеры корпуса редуктора по [2].
Толщина стенок корпуса и крышки.
δ = 0,025 . aw +3 = 0,025.125+3 = 6.125мм. Принимаем δ = 8мм.
δ1 = 0,02 . aw +3 = 0,02.125+3 = 5,5мм. Принимаем δ1 = 7,5мм.
Толщина фланцев корпуса и крышки:
- верхнего фланца корпуса:
S = 1,5.δ = 1,5.8 = 12мм. Принимаем S = 12мм.
- фланца крышки редуктора:
S1 = 1,5.δ1 = 1,5.7,5 = 11,25мм.
-нижнего фланца корпуса:
S2 = 2,35.δ = 2,35. 8 = 18,8мм. Принимаем S2 = 19мм.
Диаметры болтов:
ü фундаментных:
d1 = 0,033.aw+12 = 0,033.125+12 = 16,125мм.
Принимаем фундаментные болты М18.
крепящих крышку к корпусу у подшипника:
d2 = 0,725.d1 = 0,725.18 = 13,05мм.
Принимаем болты с резьбой М14.
ü Болтов, соединяющих крышку и корпус:
d3 = 0,55.d1 = 0,55.18 = 9,9мм.
Принимаем болты с резьбой М10.
Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса
m= K+1,5d=37+1,5×8= 49
Принимаем 50.
Толщина ребер корпуса
c1=0,9.δ = 0,9.8 = 7,2
Минимальный зазор между колесом и корпусом
в = 1,2.δ = 1,2.8 = 9,6
Принимаем 10
Выбор муфты
Для соединения валов редуктора сдругими узлами имеханизмами применяем муфту упругую втулочно-пальцевую. Эта муфта обладает достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов.
Расчетный вращающий момент определим по формуле (4.1):
,
где Т = 175,901 Н×м для тихоходного вала.
По диаметру конца быстроходного вала d = 40 мм и расчетному моменту Тр = 255 Н×м выбираем муфту с номинальным вращающим моментом Т = 500 Н×м [2, табл. 11.5, с. 277].
При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от нее невелики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно пренебречь.
Выбор способа смазки редуктора
Смазывание зубчатых зацеплений осуществляется окунанием в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения конического колеса на всю длину зуба.
Объем масляной ванны (принимается из расчета 1дм3 на 1кВт передаваемой мощности):
|
|
Устанавливаем вязкость масла [2, табл. 8.8, с. 253]:
В быстроходной паре при окружной скорости V=2,69 м/с рекомендуемвязкость масла равна 81,5 сСт; в тихоходной V=1,08 м/с и рекомендуемая вязкость масла равна 118 сСт. Среднее значение: υ= 100 сСт.
По табл. 8.10 [2] принимаем масло индустриальное И-100А (по ГОСТ 20799-75*).Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.
Уровень масла контролируется жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.
Выбор уплотнений
В качестве уплотнений принимаем манжеты резиновые армированные (по ГОСТ 8752 – 70) – манжета 1-32´52-3, манжета 1-40´60-3.
Выбор шероховатости поверхностей.
Шейки валов под подшипники и шестерни – 1,25...2,5, под манжеты – 0,32.
Торцы буртов под подшипники и шестерни – 2,5.
Поверхность зубьев – 2,5.
Остальные обработанные поверхности – 12,5.
Выбор посадок.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в [2, табл. 8,11].
Посадки зубчатых колес на валы .
Посадки муфт на валы .
Посадки распорных втулок на валы .
Посадки крышек в гнезда под подшипники .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Шейки валов под уплотнения – с отклонением h8.
Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников H7.
Сборка редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской.
Сборка производится в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
- на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 °С, и монтируют в стакане, обеспечивая натяг подшипников; на месте соединения вала со звездочкой закладывают шпонку 6 х 6 х 18.
- в промежуточный вал закладывают шпонку 10 х 8 х 32 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт; затем надевают распорную втулку, устанавливают щарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;
- в выходной вал закладывают две шпонки 14 х 9 х 45 и 12 х 8 х 70 напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
|
|
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса пастой «Герметик» УЗО-М. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия 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.
ЛИТЕРАТУРА
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. Куйбышев. М.: Машиностроение 1978.
2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов/С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. – М.: Машиностроение, 1979. – 351 с.: ил. - 357 экз.
3. Основы проектирования деталей машин. В.Л. Устиненко, Н.Ф. Киркач, Р.А. Баласанян.- Харьков: Вища школа. 1983.- 184 с.
4. Методическое пособие по расчету цепных передач. Сост. Авдонченкова Г.Л., Пахоменко А.Н. Тольятти: ТолПИ, 1998 г.
Расчет и проектирование цилиндрических зубчатых передач: метод. указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Детали машин» /сост. Мельников П. А., Пахоменко А. Н. – Тольятти, ТГУ, 2003г.