Расчет привода бревнотаски

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности -- основные задачи конструкторов-машиностроителей. Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает широкое применение ЭВМ, позволяющее освободить конструкторов от нетворческих операций, оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.

Детали машин должны быть работоспособными в течение заданного срока службы при минимально необходимой стоимости их изготовления и эксплуатации.

Поэтому необходимо применять наиболее подходящие материалы с учетом их стоимости и дефицитности, а также рассчитывать детали с минимальными коэффициентами безопасности.

Работоспособность деталей машин определяется рядом условий или критериев работоспособности. По одному или по нескольким из этих критериев и ведется расчет, цель которого -- определение размеров и материалов деталей машин. Часть критериев удовлетворяется заведомо и не требует проверки или вообще относится не ко всем деталям.

Важнейшие критерии работоспособности при расчете деталей машин: 1) прочность, 2) жесткость, 3) износостойкость, 4) теплостойкость, 5) виброустойчивость, 6) надежность.

В настоящей работе производится расчет привода бревнотаски, в ходе которого выполняются следующие задачи:

1. Расчет кинематических параметров привода.

2. Выбор материалов зубчатых колес.

3. Расчет конструктивных размеров колес.

4. Выполняется компоновка редуктора.

5. Производится выбор подшипников, расчет шпоночных соединений и выбор муфт.

1. Назначение и область применения проектируемого объекта

Проектируемый привод предназначен для привода бревнотаски и предназначен для использования на предприятиях лесоперерабатывающее промышленности в составе деревообрабатывающих комплексов для подачи бревен к распиловочным станкам.

2. Техническая характеристика проектируемого объекта

Привод состоит из электромотора, соединенного упругой муфтой с многоступенчатой передачей, размещенной в закрытом корпусе (редуктором).

Основные параметры привода:

Мощность электродвигателя, Рэл, кВт 1,1

Частота вращения электродвигателя, nэл, об/мин 2850

Общее передаточное отношение редуктора, u 50

Рама сварная

Смазка принудительная

Корпус редуктора литой

цилиндрические передачи косозубые

Общая схема привода дана на рисунке 2.1.

Рис. 2.1.

/

3. Кинематический расчет передачи

3. 1 Выбор электродвигателя

Так как мощность и частота вращения электродвигателя заданы, выбор сводится к подбору электродвигателя с соответствующими параметрами. Выбираем закрытый обдуваемый асинхронный электродвигатель 4А71В2У3 серии 4А в исполнении IM1081 со следующими параметрами:

Номинальная мощность 1,1 кВт

Частота вращения 2850 об/мин

Размеры, мм (см. рис. 3. 1):

d30=170, l1=40, l30=285, d1=19, l10=90, l31=45, d10=7, b10=112, h=71, h10=9, h31=201

Рис. 3.1.

3.2 Кинематический расчет редуктора

В соответствии с рекомендациями [1, с. 7−9] назначаем передаточные числа ступеней:

Цилиндрическая быстроходная ступень u1 = 5

Коническая промежуточная ступень u2 = 2,5

Цилиндрическая тихоходная (выходная) ступень u3 = 4

Общее передаточное число

uобщ = u1u2u3 = 52,54 = 50

Находим частоту вращения валов:

быстроходный вал

n1 = nэл = 2850 об/мин

1-й промежуточный вал

n2 = n1 / u1 = 2850 / 5 = 570 об/мин

2-й промежуточный вал

n3 = n2 / u2 = 570 / 2,5 = 228 об/мин

тихоходный вал

n4 = n3 / u3 = 228 / 4 = 57 об/мин

3.3 Силовой расчет редуктора

Находим вращающие моменты на валах

быстроходный вал

Т1 = 9550Рэл / nэл = 95 501,1 / 2850 = 17,85 Нм

1-й промежуточный вал

Т2 = Т1u11 = 17,8550,97 = 86,57 Нм

2-й промежуточный вал

Т3 = Т2u22 = 86,572,50,95 = 205,6 Нм

тихоходный вал

Т4 = Т3u33 = 205,640,97 = 797,8 Нм

где 1=3 = 0,97 к.п.д. косозубой цилиндрической передачи; 2 = 0,95 к.п.д. конической передачи

Общий к.п.д. передачи

общ = 123 = 0,970,950,97 = 0,8939

3.4 Выбор материала зубчатых передач

Определение допустимых напряжений.

В качестве материала для всех зубчатых передач принимаем сталь 40ХН после термообработки для колес принимаем улучшение (235−262НВ), для шестерен принимаем улучшение и закалку ТВЧ (48−53HRC).

Определяем допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса []Н2 и []F2 и шестерни []Н1 и []F1 используя формулы [1, с. 14]

[]Н = КHL[]Н0; []F = КFL[]F0

где КHL, КFL коэффициенты долговечности при расчете по контактным напряжением и изгибу соответственно; []Н0, []F0 допустимые напряжения, соответствующие базовому числу циклов нагружения.

Так как привод предназначен для длительной работы, согласно рекомендации [1, с. 14] принимаем КHL = 1, КFL = 1.

Тогда, согласно табл.2.2 [1, с. 14], находим:

для колес

[]Н2 = 1(1,8НВср + 67) = 1,8249 + 67 = 515 Н/мм2

[]F2 = 11,03НВср = 1,3 249 = 256 Н/мм2

для шестерен

[]Н1 = 1(14НRCср + 170) = 1450 + 170 = 870 Н/мм2

[]F2 = 310 Н/мм2

Для расчетов принимаем наименьшие значения допустимых напряжений, то есть расчет ведем по материалу колеса.

3. 5 Расчет зубчатых передач

3.5.1 Расчет 1-й ступени

Исходные данные:

Т2 = 86,57 Нм = 86,57 103 Нмм; []Н2 = 515 Н/мм2; []F2 = 295 Н/мм2; u1 = 5.

Передача цилиндрическая косозубая, расположение колес относительно опор симметричное.

Принимаем расчетные коэффициенты по:

Коэффициент межосевого расстояния Ка = 43,0

Коэффициент ширины, а = 0,315

Коэффициент концентрации нагрузки КН = 1,0

Коэффициент ширины d = 0,5а (u + 1) = 0,50,315(5 + 1) = 0,95

Определяем межосевое расстояние

по таблице нормальных линейных размеров принимаем aw = 90 мм.

Основные размеры колеса

Делительный диаметр

Ширина колеса

b2 = aaw = 0,31 590 = 28,3

принимаем b2 = 28 мм

Принимаем коэффициент модуля по рекомендации [1, с. 16] Km = 5,8.

Предварительно модуль передачи

принимаем стандартное значение по 1-му ряду значений модуля m = 1,0 мм

Угол наклона и суммарное число зубьев

принимаем z = 178.

Определяем действительный угол наклона зубьев

Число зубьев шестерни

принимаем z1 = 30.

Проверяем условие z1zmin; для косозубых колес zmin = 17cos3. Находим

zmin = 17cos38,5491 = 16.

z1 = 30 > zmin = 16

условие выполняется.

Число зубьев колеса

z2 = z — z1 = 178 — 30 = 148

Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа

Размеры колес

Делительные диаметры

шестерни:

колеса: d2 = 2aw — d1 = 290 — 30,337 = 149,663 мм

Диаметры окружностей вершин зубьев:

шестерни: da1 = d1 + 2m = 30,337 + 21 = 32,337 мм

колеса: da2 = d2 + 2m = 149,663 + 21 = 151,663 мм

Диаметры окружностей впадин

шестерни: df1 = d1 — 2,5m = 30,337 — 2,51 = 27,837 мм

колеса: df2 = d2 — 2,5m = 149,663 — 2,51 = 147,163 мм

Ширина шестерни

b1 = 1,1b2 = 1,128 = 31 мм

Проверка пригодности заготовок колес.

Чтобы получить при термообработке принятые для расчета механические характеристики материала, размеры заготовки колес не должны превышать предельно допустимых величин.

Для принятого материала, согласно [1, с. 13, табл.2. 1] имеем для колес: Dпред = 315 мм, Sпред = 200 мм; для шерстен: Dпред = 200 мм, Sпред = 125 мм. Принимая сплошные колеса без выточек, проверяем:

Шестерни

Dзаг = da1 + 6 мм = 32,337 + 6 = 38,337 мм < Dпред = 200 мм

Sзаг = b1 + 4 мм = 31 + 4 = 35 мм < Sпред = 125 мм

Колеса

Dзаг = da2 + 6 мм = 151,663 + 6 = 157,663 мм < Dпред = 315 мм

Sзаг = b2 + 4 мм = 28 + 4 = 32 мм < Sпред = 200 мм

Заготовки пригодны к использованию.

Находим силы в зацеплении

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба. В соответствии с назначаем степень точности изготовления в зависимости от окружной скорости колеса и определяем расчетные коэффициенты.

Окружная скорость колес

По табл.2.4 [1, с. 19] принимаем 9 степень точности изготовления.

Расчетные коэффициенты:

KF = 1,0; KF = 1,0; Y = 1 — /140 = 1 — 8,5491/140 = 0,939; d = b2/d1 = 28/30,337 = 0,923; KFV = 1,2.

Коэффициент формы зуба определяем по табл.2.5 [1, с. 19] в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv:

zv1 = z1/cos3 = 30/0,967 = 31 YF1 = 3,79

zv2 = z2/cos3 = 148/0,967 = 153 YF2 = 3,61

Расчетные напряжения изгиба:

в зубьях колеса

в зубьях шестерни

Фактические напряжения изгиба не превышают допустимых.

Проверяем зубья по контактным напряжениям.

Определяем расчетные коэффициенты:

KH = 1,1; КН = 1,0; KHV = 1,1

Расчетное контактное напряжение колес

Фактическая перегрузка

Фактическая перегрузка не превышает допустимой.

3.5.2 Расчет 2-й ступени

Исходные данные:

Т3 = 205,6 Нм = 205,6103 Нмм; []Н2 = 515 Н/мм2; []F2 = 295 Н/мм2; u2 = 2,5. Передача коническая прямозубая, расположение колес относительно опор консольное для шестерни и несимметричное для колеса. Принимаем расчетные коэффициенты по [1, с. 20]:

;; ;КН = 1,0; КF = 1,0

Определяем диаметр внешней делительной окружности колеса

Находим углы делительных конусов

2 = arctg (u) = arctg (2,5) = 68,1986

1 = 90 — 2 = 90 — 68,1986 = 21,8014

Находим конусное расстояние

Определяем ширину колес

b = 0,285Re = 0,28 596,93 = 28 мм

Находим внешний окружной модуль передачи

Находим число зубьев:

Колеса

Шестерни z2 = z1 / u2 = 79 / 2,5 = 31

Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа

Окончательные размеры колес

2 = arctg (uф) = arctg (2,5484) = 68,5748

1 = 90 — 2 = 90 — 68,5748 = 21,4252

Делительные диаметры колес

de1 = mez1 = 2,277 631 = 70,61 мм

de2 = mez2 = 2,277 679 = 179,93 мм

Находим коэффициенты смещения

Внешние диаметры колес

dae1 = de1 + 2(1+xe1)mecos1 = 70,61 + 2(1+0,296)2,2776cos21,4252 = 76,11 мм

dae2 = de2 + 2(1+xe2)mecos2 = 179,93 + 2(1−0,296)2,2776cos68,5748 = 181,10 мм

Проверка пригодности заготовок колес.

Для принятого материала, согласно [1, с. 13, табл.2. 1] имеем для колес:

Dпред = 315 мм, Sпред = 200 мм; для шерстен: Dпред = 200 мм, Sпред = 125 мм. Находим размеры заготовок и проверяем:

Шестерни

Dзаг = dе1 + 2me + 6 мм = 70,61 + 22,2776 + 6 = 81,16 мм < Dпред = 200 мм

Sзаг = 8me = 82,2776 = 18,22 мм < Sпред = 125 мм

Колеса

Dзаг = dе2 + 2me + 6 мм = 179,93 + 22,2776 + 6 = 190,48 мм < Dпред = 315 мм

Sзаг = 8me = 82,2776 = 18,22 мм < Sпред = 200 мм

Заготовки пригодны к использованию.

Находим силы в зацеплении

окружная на среднем диаметре

радиальная на шестерне

осевая на шестерне

радиальная на колесе

осевая на шестерне

Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба. В соответствии с [1, с. 18−19] назначаем степень точности изготовления в зависимости от окружной скорости колеса и определяем расчетные коэффициенты.

Окружная скорость колес

По табл.2.4 [1, с. 19] принимаем 9 степень точности изготовления.

Расчетные коэффициенты:

;; КF = 1,0; KFV = 1,2

Коэффициент формы зуба определяем по табл.2.8 [1, с. 23] в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv:

zv1 = z1/cos1 = 31/cos21,4252 = 33,3 YF1 = 3,54

zv2 = z2/cos2 = 79/cos68,5748 = 216 YF2 = 3,63

Расчетные напряжения изгиба:

в зубьях колеса

в зубьях шестерни

Фактические напряжения изгиба не превышают допустимых.

Проверяем зубья по контактным напряжениям.

Определяем расчетные коэффициенты:

; КН = 1,0

Расчетное контактное напряжение колес

Фактический недогруз

Недогруз в пределах нормы.

3.5.3 Расчет 3-й ступени

Исходные данные:

Т4 = 797,8 Нм = 797,8103 Нмм; []Н2 = 515 Н/мм2; []F2 = 295 Н/мм2; u3 = 4.

Передача цилиндрическая косозубая, расположение колес относительно опор несимметричное.

Принимаем расчетные коэффициенты по [1, с. 15−20]:

Коэффициент межосевого расстояния Ка = 43,0

Коэффициент ширины, а = 0,315

Коэффициент концентрации нагрузки КН = 1,0

Коэффициент ширины d = 0,5а (u + 1) = 0,50,315(5 + 1) = 0,95

Определяем межосевое расстояние

по таблице нормальных линейных размеров принимаем aw = 190 мм.

Основные размеры колеса

Делительный диаметр

Ширина колеса

b2 = aaw = 0,315 190 = 59,9

принимаем b2 = 60 мм

Принимаем коэффициент модуля по рекомендации [1, с. 16] Km = 5,8.

Предварительно модуль передачи

принимаем стандартное значение по 1-му ряду значений модуля m = 2,0 мм

Угол наклона и суммарное число зубьев

принимаем z = 188.

Определяем действительный угол наклона зубьев

Число зубьев шестерни

принимаем z1 = 38.

Проверяем условие z1zmin; для косозубых колес zmin = 17cos3. Находим

zmin = 17cos38,3207 = 16,5.

z1 = 38 > zmin = 16,5

условие выполняется.

Число зубьев колеса

z2 = z — z1 = 188 — 38 = 150

Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа

Размеры колес

Делительные диаметры

шестерни:

колеса: d2 = 2aw — d1 = 2190 — 76,809 = 303,191 мм

Диаметры окружностей вершин зубьев:

шестерни: da1 = d1 + 2m = 76,809 + 22 = 80,809 мм

колеса: da2 = d2 + 2m = 303,191 + 22 = 307,191 мм

Диаметры окружностей впадин

шестерни: df1 = d1 — 2,5m = 76,809 — 2,52 = 71,809 мм

колеса: df2 = d2 — 2,5m = 303,191 — 2,52 = 298,191 мм

Ширина шестерни

b1 = 1,1b2 = 1,160 = 66 мм

Проверка пригодности заготовок колес.

Для принятого материала, согласно имеем для колес: Dпред = 315 мм, Sпред = 200 мм; для шерстен: Dпред = 200 мм, Sпред = 125 мм.

Принимая сплошные колеса без выточек, проверяем:

Шестерни

Dзаг = da1 + 6 мм = 80,809 + 6 = 86,809 мм < Dпред = 200 мм

Sзаг = b1 + 4 мм = 66 + 4 = 70 мм < Sпред = 125 мм

Колеса

Dзаг = da2 + 6 мм = 307,191 + 6 = 313,191 мм < Dпред = 315 мм

Sзаг = b2 + 4 мм = 60 + 4 = 64 мм < Sпред = 200 мм

Заготовки пригодны к использованию.

Находим силы в зацеплении

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба. В соответствии с [1, с. 18−19] назначаем степень точности изготовления в зависимости от окружной скорости колеса и определяем расчетные коэффициенты.

Окружная скорость колес

По табл.2.4 [1, с. 19] принимаем 9 степень точности изготовления.

Расчетные коэффициенты:

KF = 1,0; KF = 1,0; Y = 1 — /140 = 1 — 8,3207/140 = 0,941; d = b2/d1 = 60/76,806 = 0,781; KFV = 1,2.

Коэффициент формы зуба определяем по табл.2.5 [1, с. 19] в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv:

zv1 = z1/cos3 = 38/0,9895 = 38,4 YF1 = 3,72

zv2 = z2/cos3 = 150/0,9895 = 152 YF2 = 3,61

Расчетные напряжения изгиба:

в зубьях колеса

в зубьях шестерни

Фактические напряжения изгиба не превышают допустимых.

Проверяем зубья по контактным напряжениям.

Определяем расчетные коэффициенты:

KH = 1,1; КН = 1,0; KHV = 1,1

Расчетное контактное напряжение колес

Фактическая недогрузка

Фактическая перегрузка не превышает допустимую.

3.6 Определение сил, действующих на валы

3.6.1 Быстроходный вал

/

3.6. 2. Первый промежуточный вал

/

3.6. 3 Второй промежуточный вал

/

3.6.4 Тихоходный вал

/

3.7 Ориентировочный расчет валов

Для изготовления валов назначаем сталь 50. Диаметры валов рассчитываем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, принимая для стали 50 [] = 25 Н/мм2. Расчет производим по формуле

, мм

где Т момент на валу, Нмм.

3.7.1. Быстроходный вал

Т =17,85103 Нмм

мм

принимаем d = 16 мм.

Диаметры остальных участков вала:

диаметра вала под подшипники

dП = d + 2t = 16 + 23 = 22 мм

t принимаем по табл.3.1 [1, с. 33]

диаметр буртика принимаем равным

dБП = dП + 3r = 22 + 1,53 = 26,5 мм

где r принимаем по табл.3.1 [1, с. 33]

диаметр вала под шестерню принимаем равным dк = 27 мм

диаметр вала под стандартную муфту для соединения с электродвигателем оставляем равным dр = d = 16 мм.

Так как диаметр вала незначительно отличается от диаметра окружности впадин зубьев шестерни, целесообразно изготавливать шестерню вместе с валом.

3.7.2. Первый промежуточный вал

Т =86,57 103 Нмм

мм

принимаем d = 26 мм.

Диаметры остальных участков вала:

диаметра вала под подшипники

dП = d + 2t = 26 + 23,5 = 33 мм

принимаем стандартное значение dП = 32 мм

диаметр буртика принимаем равным

dБП = dП + 3r = 32 + 32 = 38 мм

диаметр вала под колесо 1-й ступени принимаем равным dк = 40 мм

диаметр вала под шестерню конической передачи принимаем равным dк = 30 мм

3.7.3 Второй промежуточный вал

Т =205,6103 Нмм

мм

принимаем d = 36 мм.

Диаметры остальных участков вала:

диаметра вала под подшипники

dП = d + 2t = 36 + 23,5 = 43 мм

принимаем стандартное значение dП = 42 мм

диаметр буртика принимаем равным

dБП = dП + 3r = 42 + 32,5 = 49,5 мм

принимаем dБП = 50 мм

диаметр вала под колеса принимаем равным dк = 52 мм

диаметр вала между колесами принимаем равным 56 мм

3.7.4 Тихоходный вал

Т =797,8103 Нмм

мм

принимаем d = 56 мм.

Диаметры остальных участков вала:

диаметра вала под подшипники

dП = d + 2t = 56 + 24,5 = 65 мм

диаметр буртика принимаем равным

dБП = dП + 3r = 65 + 33,5 = 75,5 мм

принимаем dБП = 75 мм

диаметр вала под колеса принимаем равным dк = 78 мм

3. 8 Первая эскизная компоновка редуктора

Расчетные величины зазоров между поверхностями колес и стенкой редуктора [1, с. 35]

Для 1-й ступени в отдельном корпусе:

где L = 2аw сумма диаметров колес. Принимаем, а = 10 мм.

Для колес 2-й ступени

принимаем, а = 10 мм.

Для колес 3-й ступени

принимаем, а = 12 мм.

3.9 Определение реакций в опорах валов

3.9.1 Быстроходный вал

/

Реакции опор:

Крутящие моменты на участках вала

Изгибающие моменты:

в горизонтальной плоскости

в вертикальной плоскости

Строим эпюры моментов.

3. 9.2 Первый промежуточный вал

/

Реакции опор:

Крутящие моменты на участках вала

Изгибающие моменты:

в горизонтальной плоскости

в вертикальной плоскости

Строим эпюры моментов.

3.9.3 Второй промежуточный вал

Реакции опор:

Крутящие моменты на участках вала

Изгибающие моменты:

в горизонтальной плоскости

в вертикальной плоскости

Строим эпюры моментов.

/

3. 9.4 Тихоходный вал

/

Реакции опор:

Крутящие моменты на участках вала

Изгибающие моменты:

в горизонтальной плоскости

в вертикальной плоскости

Строим эпюры моментов.

3. 10 Подбор подшипников качения

Так как осевые нагрузки сравнительно невелики, принимаем установку всех валов на радиальных шарикоподшипниках.

3. 10.1 Быстроходный вал

Находим суммарные радиальные реакции опор:

Н

Н

Осевая нагрузка на подшипники

Rа = Fа = 174 Н

Предварительно назначаем подшипник 204 легкой серии с параметрами:

d = 20 мм; D = 47 мм; В = 14 мм; Cr = 12,7 кН; C0r = 6,2 кН.

Находим отношение осевой нагрузки к базовой статической грузоподъемности:

По таблице 6.1. [1, с. 101] находим предварительные значения коэффициентов X, Y, e в зависимости от величины отношения Ra/С0r:

Х = 0,56; Y = 1,99; е = 0,22.

Проверяем выполнение условия отношение Rа/(VRr)> е:

где V = 1 коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника.

Условие выполняется, поэтому окончательно принимаем значения коэффициентов Х = 0,56; Y = 1,99; е = 0,22.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р по формуле:

где КБ = 1,5 коэффициент безопасности для нагрузки с умеренными толчками и кратковременными перегрузками [1, с. 104]; КТ = 1 температурный коэффициент при нагреве подшипника до температуры менее 100С.

Н

Задаемся долговечностью подшипника Lh = 5000 часов.

Находим расчетную долговечность подшипника:

ч > 5000 ч

Так как расчетная долговечность больше заданной, оставляем посадку вала на подшипниках 204 легкой серии.

3. 10.2. Первый промежуточный вал

Находим суммарные радиальные реакции опор:

Н

Н

Осевая нагрузка на подшипники

Rа = Fа = 529 Н

Предварительно назначаем подшипник 207 легкой серии с параметрами:

d = 35 мм; D = 72 мм; В = 17 мм; Cr = 25,5 кН; C0r = 13,7 кН.

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику 1.

Находим отношение осевой нагрузки к базовой статической грузоподъемности:

Для Ra/С0r = 0,039 имеем:

Х = 0,56; Y = 1,85; е = 0,24.

Проверяем выполнение условия отношение Rа/(VRr)> е:

Условие не выполняется, поэтому окончательно принимаем значения коэффициентов Х = 1; Y = 0.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р:

Н

Находим расчетную долговечность подшипника:

ч < 5000 ч

Так как расчетная долговечность меньше заданной, принимаем посадку вала на подшипниках 307 средней серии с параметрами: d = 35 мм; D = 80 мм; В = 21 мм; Cr = 33,2 кН; C0r = 18 кН. и проверяем его долговечность

ч < 5000 ч

Так как расчетная долговечность меньше заданной, принимаем посадку вала на подшипниках 407 тяжелой серии с параметрами: d = 35 мм; D = 100 мм; В = 25 мм; Cr = 55,3 кН; C0r = 31 кН. и проверяем его долговечность:

ч > 5000 ч

Долговечность превышает заданную, оставляем посадку вала на подшипниках 407 тяжелой серии.

3. 10.3 Второй промежуточный вал

Находим суммарные радиальные реакции опор:

Н

Н

Осевая нагрузка на подшипники

Rа = Fа = 134 Н

Предварительно назначаем подшипник 209 легкой серии с параметрами:

d = 45 мм; D = 85 мм; В = 19 мм; Cr = 33,2 кН; C0r = 18,6 кН.

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику 1.

Находим отношение осевой нагрузки к базовой статической грузоподъемности

Для Ra/С0r = 0,007 имеем:

Х = 0,56; Y = 2,6; е = 0,17.

Проверяем выполнение условия отношение Rа/(VRr)> е:

Условие не выполняется, поэтому окончательно принимаем значения коэффициентов Х = 1; Y = 0.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р:

Н

Находим расчетную долговечность подшипника:

ч > 5000 ч

Долговечность превышает заданную, оставляем посадку вала на подшипниках 209 легкой серии.

3. 10.4 Тихоходный вал

Находим суммарные радиальные реакции опор:

Н

Н

Осевая нагрузка на подшипники

Rа = Fа = 770 Н

Предварительно назначаем подшипник 213 легкой серии с параметрами:

d = 65 мм; D = 120 мм; В = 23 мм; Cr = 56 кН; C0r = 34 кН.

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику 1.

Находим отношение осевой нагрузки к базовой статической грузоподъемности:

Для Ra/С0r = 0,0226 имеем:

Х = 0,56; Y = 2,05; е = 0,21.

Проверяем выполнение условия отношение Rа/(VRr)> е:

Условие не выполняется, поэтому окончательно принимаем значения коэффициентов Х = 1; Y = 0.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р:

Н

Находим расчетную долговечность подшипника:

ч > 5000 ч

Долговечность превышает заданную, оставляем посадку вала на подшипниках 213 легкой серии.

3. 12 Вторая эскизная компоновка

Вторую эскизную компоновку проводим на основании первой компоновки с учетом принятых окончательно размерах подшипников.

3. 13 Способы регулирования зубчатых передач и подшипников качения

РЕГУЛИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Погрешности изготовления деталей по осевым линейным размерам и погрешности сборки приводят к неточному осевому положению колес в передачах.

В цилиндрических передачах редукторов для компенсации неточности относительного осевого положения ширину шестерни, имеющую чаще всего более высокую поверхностную твердость зубьев, делают больше ширины колеса.

В коробках передач, зубчатые колеса в которых обычно закалены, ширину шестерни и колеса делают одинаковой.

Рис. 1.

В шевронных и косозубых передачах с раздвоенным силовым потоком для передачи одинаковой нагрузки по потокам один из валов фиксируют в осевом направлении, другой делают «плавающим». В этом случае осевое положение колес регулируется автоматически. В качестве «плавающих» выбирают промежуточные валы редукторов, не связанные соединительными муфтами с валами других узлов. Осевые перемещения таких валов ввиду меньшей массы деталей осуществляются наиболее легко. Если в качестве «плавающего» должен быть выбран один из валов с выходным концом, то выбирают более быстроходный вал с меньшей массой (обычно вал-шестерня), а соединительную муфту подбирают с хорошей осевой компенсацией.

В конических и червячных передачах погрешности изготовления и сборки приводят к погрешностям осевого положения колес, нарушению правильной работы зацепления.

Как показывает опыт машиностроения, фактическая ошибка относительного положения конических колес обычно значительно превосходит допускаемую. Поэтому совпадение вершин конусов обеспечивают регулированием осевого положения колес во время сборки передачи.

На рис. 1, а — в, показаны возможные случаи относительного расположения конических зубчатых колес и соответствующее им расположение пятна контакта на зубе колеса. Стрелками указано направление осевого перемещения колес при регулировании.

Регулируют осевое положение конических и червячных колес подбором прокладок, колец или винтами.

РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВ

Для нормальной работы подшипников необходимо, чтобы вращение колец было легкое, свободное. Важно также, чтобы в подшипниках не было чрезмерно больших зазоров. Известно, что чем больше радиальный зазор в подшипнике, тем неблагоприятнее распределяется радиальная нагрузка между телами качения, шариками или роликами. Поэтому при конструировании подшипникового узла предусматривают различные способы регулирования подшипников, т. е. различные способы создания в подшипниках зазоров оптимальной величины.

В подшипнике различают радиальный и осевой зазоры, которые взаимосвязаны. При изменении зазора в одном направлении (например, в осевом) изменяется зазор и в другом (радиальном) направлении. Зазоры в подшипниках создают и изменяют при сборке изделия чаще всего осевым смещением колец.

Рис. 2

Только в том случае, когда фиксирование вала осуществляется в одной опоре одним подшипником (рис. 2, а), регулировку этого подшипника не производят. Необходимый зазор создан при изготовлении подшипника.

При установке подшипников по другим схемам требуется предусматривать возможность их регулировки.

Регулирование подшипников, установленных по схеме в (см. рис. 2). При установке подшипников по этой схеме производят регулирование подшипников только фиксирующей опоры вала, состоящей из двух радиальных или радиально-упорных подшипников.

Регулирование подшипников осевым перемещением наружных колец.

На рис. 3, а показано регулирование набором прокладок, устанавливаемых под фланец крышки подшипников. Для этой цели применяют тонкие металлические прокладки. Достаточно точную регулировку можно получить, составляя набор прокладок из ряда толщин: 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм или используя два полукольца, которые устанавливают под фланец без снятия крышки.

Рис. 3.

Регулирование подшипников можно производить, воздействуя винтом 1 на шайбу 2 (рис. 3, б). Шайба самоустанавливается, по торцу наружного кольца подшипника. При конструировании шайбу 2 нужно делать жесткой, а диаметр регулировочного винта возможно большего размера. При малых диаметрах винтов наблюдались случаи вырыва винтов из крышки подшипника под действием осевых сил. Точность регулирования (рис. 3, б) повышается с уменьшением шага резьбы. Поэтому в таких конструкциях применяют резьбы с мелким шагом.

Регулирование подшипников осевым перемещением внутренних колец. На рис. 4, а показано регулирование подшипников поджимом торцовой шайбы 1. Между торцами вала и шайбы устанавливают набор тонких металлических прокладок 2. Шайбу крепят к торцу вала винтом и стопорят.

привод зубчатый колесо электродвигатель

Рис. 4

На рис. 4, б показана регулировка подшипников гайкой. После создания в подшипниках требуемого зазора шлицевую гайку стопорят многолапчатой шайбой. Для осуществления стопорения гайку необходимо установить так, чтобы паз на ней совпал по расположению с одним из отгибных выступов-лапок стопорной шайбы. В некоторых случаях выполнение этого условия приводит к нарушению регулировки. Такого недостатка лишена регулировка, показанная на рис. 4, в. Здесь регулирование также осуществляется гайкой. Но гайка имеет специальный кольцевой деформируемый буртик. На резьбовом участке вала выполняют два паза (через 180°). После создания в подшипниках требуемого зазора гайку стопорят, вдавливая края деформируемого буртика в пазы вала.

Как показывает практика, ослаблять посадку под перемещаемым при регулировке внутренним кольцом подшипника не требуется.

Рис. 5

Регулирование подшипников, установленных по схеме «враспор» (см. рис. 2, б). В этом случае регулирование подшипников производят осевым перемещением наружных колец. На рис. 5 показано регулирование набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы привертных крышек подшипников. Для регулировки подшипников набор прокладок можно устанавливать под фланец одной из крышек. Если дополнительно требуется регулировать осевое положение вала, общий набор прокладок разделяют на два, а затем каждый из них устанавливают под фланец соответствующей крышки. Регулирование набором металлических прокладок обеспечивает достаточно высокую точность и применяется как при установке радиальных, так и радиально-упорных подшипников.

В случае применения закладных крышек регулирование радиальных подшипников можно производить установкой компенсаторного кольца 1 между торцами наружного кольца подшипника и крышки (рис. 6, а). Для удобства сборки компенсаторное кольцо нужно устанавливать со стороны глухой крышки подшипника. При установке радиальных шарикоподшипников между торцом наружного кольца подшипника и торцом крышки подшипника оставляют зазор для компенсации тепловых деформаций, а = 0,2… 0,5 мм (рис. 6, 7, а). Этот зазор на чертежах сборочных единиц ввиду его незначительности не показывают.

Рис. 6

Регулирование радиально-упорных подшипников при применении закладных крышек производят воздействуя винтом 1 на самоустанавливающуюся шайбу 2 (рис. 6, б). Для повышения точности регулирования применяют резьбы с мелким шагом.

Регулирование этих подшипников компенсаторным кольцом по типу, показанному на рис. 6, а, на практике оказалось очень сложным. Этот способ применяют в ответственных изделиях, когда важно, чтобы потребитель не мог нарушить регулировку.

Регулирование подшипников, установленных «врастяжку» (см. рис. 2, г). Регулирование подшипников производят осевым перемещением внутренних колец по валу с помощью гаек. Ослаблять посадку под перемещаемым при регулировке внутренним кольцом подшипника не требуется. Для регулировки подшипников достаточно одной гайки (рис. 7, б). Если дополнительно требуется регулировать осевое положение вала, гайки предусматривают на обоих его концах (рис. 7, а).

Рис. 7.

3. 14 Расчет шпоночных соединений

Шпоночные соединения используются для посадки зубчатых колес промежуточных и выходного вала, а также для подсоединения входного и выходного валов к муфтам.

Проверке подлежат шпонки:

на быстроходном валу под полумуфтой выходного конца;

на промежуточных валах под шестерней и колесом;

на тихоходном валу под колесом и под полумуфтой выходного конца.

Выбор шпонок производим по диаметру вала, на котором они установлены, длину шпонки принимаем на 5−10 мм меньше ступицы насаживаемой детали принимая по ряду стандартных значений. Выбранные шпонки проверяем на смятие по условию:

где Т вращающий момент на валу, Нмм; d диаметр вала в месте установки шпонки, мм; lp рабочая длина шпонки, мм; h высота шпонки, мм; t глубина шпоночного паза, мм; []см = 110 Н/мм2 допустимое напряжение смятия шпонки.

Для всех сопряжений принимаем призматические шпонки по ГОСТ 23 360–78 (рабочая длина шпонки равна ее полной длине).

3. 14.1 Быстроходный вал

Принимаем шпонку 5512 (bhl) t = 3 мм.

МПа

3. 14.2 Первый промежуточный вал

Для колеса принимаем шпонку 12828 (bhl) t = 5 мм.

МПа

Для шестерни принимаем шпонку 12 822 (bhl) t = 5 мм.

МПа

3. 14.3 Второй промежуточный вал

Для колеса принимаем шпонку 161018 (bhl) t = 6 мм.

МПа

Для шестерни принимаем шпонку 161 032 (bhl) t = 6 мм.

МПа

3. 14.4 Тихоходный вал

Для колеса принимаем шпонку 221 440 (bhl) t = 9 мм.

МПа

Для полумуфты принимаем шпонку 221 440 (bhl) t = 9 мм.

МПа

Выбор смазки и способов смазывания зубчатых колес и подшипников

Так как контактные напряжения не превышают 600 МПа, а скорости колес не превышают 5 м/с, в соответствие с рекомендациями [1, с. 135] для смазки применяем индустриальное масло для гидросистем И-Г-А-46.

Способ смазки колес погружением. Минимальный уровень масла в картере редуктора 75 мм [1, с. 135]. Так как скорость колес более 1 м/с, достаточно, чтобы в масле находилась нижняя часть колес тихоходных ступеней. Подшипники смазываются за счет разбрызгивания масла колесами редуктора.

Подбор муфт.

Муфты выбираем по большему диаметру соединяемых валов и по расчетному моменту из условия:

ТМ ТК, Нм

где ТМ наибольший момент, передаваемый муфтой, Нм; Т вращающий момент на валу, Нм; К = 1,1 коэффициент для среднего режима работы.

Имеем:

1. Для быстроходного вала dmax = dэ = 19 мм; ТК = 17,851,1 = 20 Нм.

2. Для тихоходного вала dmax = 56 мм; ТК = 797,81,1 = 880 Нм

Принимаем:

1. Для быстроходного вала муфту с торообразной оболочкой с dmax = 19 мм; ТМ = 40 Нм > 20 Нм, n < 3000 об/мин.

2. Для быстроходного вала муфту МУВП с dmax = 55 мм; ТМ = 1000 Нм > 880 Нм, n < 840 об/мин.

Список использованной литературы

Дунаев П.Ф., Лекликов О. П. Детали машин: Курсовое проектирование. -М.: Высшая школа, 1990.

Устюгов И. И. Детали машин. -М.: Высшая школа, 1973.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой