Реферат: Проектирование и расчет конического редуктора

Название: Проектирование и расчет конического редуктора
Раздел: Рефераты по транспорту
Тип: реферат

МОСКОВСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ ВОДНОГО ТРАНСПОРТА

УДК__________________

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Детали машин»

«Проектирование и расчет конического редуктора»

Выполнил:

Группа:

Факультет:

Руководитель курсового проекта:

Оценка:

Проверил:

МОСКВА 2004

Введение

Описание схемы.

Схема представляет собой соединение двух редукторов: зубчатой ременной и конической.

Вначале вращение от двигателя поступает на ременную передачу, а с него, через конический привод на выходной вал.

Задание на проект

Спроектировать привод. Рассчитать ременную и коническую передачу. Подобрать двигатель. Рассчитать валы и подобрать подшипник.

N₃ =12 кВт

w₃ =8,3 рад/с

w₁ =78,5 рад/с

L=13 лет

Ксут=0,4

Кгод=0,9

Содержание

Введение.................................................................................................................. 2

Задание на проект............................................................................................ 2

1. Кинетический расчет передачи............................................................ 4

1.1. Выбор электродвигателя...................................................................................... 4

1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.................. 4

1.2.1. Определение частот вращения на валах......................................................... 4

1.2.2. Определение вращающих моментов на валах................................................ 5

2. Расчет конической передачи................................................................ 5

2.1. Выбор материала.................................................................................................. 5

2.2. Определение допускаемых напряжений............................................................ 6

2.2.1. Допускаемое контактное и изгибающее напряжение напряжение.............. 6

2.3. Проектный расчет................................................................................................. 7

2.3.1. Расчет ременной передачи.............................................................................. 10

3.4. Выбор типа и схемы установки подшипников............................................... 12

3.4.1. Выбор типа подшипника................................................................................ 12

3.4.2. Выбор схемы установки подшипников........................................................ 12

3.5. Составление компоновочной схемы................................................................ 14

4. Конструирование шестерни и колеса........................................... 14

5. Расчёт шпоночных соединений........................................................ 14

6. Расчет подшипников качения........................................................... 15

6.1. Определение реакций опор............................................................................... 15

6.2. Подбор подшипников для тихоходного вала.................................................. 17

6.3. Подбор подшипников для быстроходного вала.............................................. 18

7. Конструирование крышек подшипников................................... 19

8. Расчёт валов на статическую прочность и сопротивление усталости. 21

8.1. Построение эпюр нагружения.......................................................................... 21

8.2. Расчет на статическую прочность..................................................................... 23

9. Выбор смазочных материалов и системы смазывания.... 25

Литература........................................................................................................... 28

1. Кинетический расчет передачи

1.1. Выбор электродвигателя

Для определения параметров электродвигателя требуется определить его номинальную частоту и мощность.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

где h_общ =h₁ ×h₂ ×h₃ … (h₁ , h_2, h₃ – КПД отдельных звеньев кинематической цепи)

Определим общее КПД цепи.

Из таблицы 1.1. методических указаний определим КПД отдельных звеньев кинематической цепи.

- КПД ременной передачи примем h₁ =0,95

- КПД конической передачи примем h₂ =0,96

Общее КПД передачи будет равно:

h_общ =h₁ ×h₂ =0,95×0,96=0,912

Мощность электродвигателя будет равна:

Номинальная частота вращения электродвигателя будет равна:

Из таблицы 19.27. методических указаний подбираем стандартную ближайшую мощность электродвигателя.

Для данного проекта выбираем асинхронный крановый двигатель 180М8/730 имеющий следующие номинальные параметры:

n_э. = 730 об/мин; Pэ.=15 кВт.

1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.

1.2.1. Определение частот вращения на валах.

Определяем общее передаточное число привода:

где

Тогда

Так как , то для расчета передаточного числа зубчатого редуктора примем передаточное число конической передачи равный u_к.п. =4.

Тогда передаточное число зубчатой передачи u_р.п. =2,303

Частоты вращения на валах имеют следующие значения:

n_э. =975 об/мин;

1.2.2. Определение вращающих моментов на валах.

Определим момент на валу электродвигателя:

Момент за ременной передачей будет составлять:

Тогда момент на валу за конической передачей будет равна:

2. Расчет конической передачи

2.1. Выбор материала.

По рекомендации произведем выбор для конической передачи материал и вид термической обработки (таблица 2.1 методических указаний).

Второй вариант – колесо – сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269…302НВ; шестерня – сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки ТВЧ 45…50 HRC.

Определим среднюю твердость поверхностей зубьев колес и базовые числа нагружений.

колесо:

шестерня:

По таблице перевода получаем:HB_cp =450

При расчете на изгиб базовое число нагружений принимаем:

Определим действительные числа циклов перемены напряжений:

- для колеса:

Рассчитаем время работы передачи:

часов

Общее число циклов перемены напряжения:

- для шестерни:

Так как N ³ N_HO то K_HL = 1,0

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов термообработки K_FL = 1,0; так как для всех случаев N > 4×10⁶ .

2.2. Определение допускаемых напряжений.

2.2.1. Допускаемое контактное и изгибающее напряжение напряжение.

– колесо:

шестерня:

Допускаемые контактныеи изгибающие напряжение получаются умножением и на коэффициенты K_HL и K_FL . Так как эти коэффициенты равны 1 то и .

Для второго варианта термообработки допускаемое контактное напряжение, которое должно определятся в расчете:

2.3. Проектный расчет.

Предварительно найдем следующие коэффициенты:

u_н = 0,85. Для режима термообработки II коэффициент K_HB = 1

1. Диаметр внешней делительной окружности:

2. Угол делительных конусов колеса и шестерни (2.34):

d₂ =arctgu =arctg4 =75,964°; sind₂ = cosd₁ =0,97;

d₁ =90^° -d₂ =90^° -75,964°= 14,036°.

Конусное расстояние (2.35)

Ширина колес (2.36)

b= 0,285 ×R_e =0,285×241,768=68,9» 70 мм.

3. Модуль передачи. Коэффициент K_F _b =1, так как колеса полностью прирабатываются (II вариант термообработки). Для прямозубых колес коэффициент u_F .=0,85. Допускаемое напряжение изгиба для колеса [s]_F =294 Н/мм² (оно меньше, чем для шестерни). После подстановки в формулу (2.37) получаем

Примем модуль m_e =3 мм.

4. Число зубьев колеса (2.38)

Принимаем z₂ = 156

Число зубьев шестерни (2.39)

Округляя, примем z₁ = 39.

5. Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа (2.40)

6. Окончательные размеры колес.

Углы делительных конусов колеса и шестерни:

d₂ =arctgu_Ф =arctg4 =75,964°°; cosd₂ =0,243;

d₁ =90^° -d₂ =90^° -75,964°= 14,036°; cosd₁ =0,97

Делительные диаметры колес (2.41):

d_e ₁ = z₁ ×m_e =39 × 3=117 мм; d_e ₂ = z₂ ×m_e =156× 3=468 мм Коэффициенты смещения (2.42):

Внешние диаметры колес (2.43):

7. Пригодность заготовок колес:

Условия пригодности заготовок выполняются (см, табл. 2.1).

8. Силы в зацеплении.

Средний диаметр колеса

d_m ₂ = 0,857 × d_e ₂ =0,857 ×468 =401 мм.

Окружная сила на среднем диаметре колеса (2.45)

Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе (2.46),

Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе (2.47),

9. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Предварительно определим значение некоторых коэффициентов.

Коэффициент принят равным .

Коэффициент К_FV для прямозубых колес при твердости зубьев колеса <350НВ равен 1,4.

Коэффициент J_F для прямозубых колес равен 0,85.

Для определения коэффициентов Y_F2 и Y_F1 предварительно надо найти эквивалентные числа зубьев (2.49);

z_V2 =z₂ /cosd₂ = 156/0,243= 641,98; z_V1 =z₁ / cosd₁ = 39/0,97= 40,2

После этого по табл. 2.8 находим:

Y_F2 =3,65; Y_F1 =3,53

Напряжения изгиба в зубьях колеса (2,50)

Напряжения изгиба в зубьях шестерни (2.51)

Напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни меньше допускаемых. Продолжим расчет.

10. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Коэффициенты ; ;

По формуле (2.52) расчетное контактное напряжение

что меньше допускаемого значения.

На этом силовой расчет конической передачи заканчивается.

Для построения компоновочной схемы нужно дополнительно определить некоторые размеры валов. Для вала

колеса (3.1)

Так как опорами вала конического колеса должны быть конические роликовые подшипники, то коэффициент перед корнем следует принять равным 6. Тогда диаметр вала

мм, или, после округления, d=71 мм;

Найдем диаметр d_п : d_п = в + 2×t_цил =71+2×5,1=81,2 мм Выбираем d_п = 85 мм

Произведем расчет диаметра буртика d_БП = d_п + 3×r=85+3×3,5=95,5 мм

Округляем до d_K =96 мм

Для вала шестерни (3.4)

Примем стандартное значение d=60 мм;

d₁ = в + 2×t_кон =60+2×2,7=65,4 мм

d₂ = d₁ + (2…4)=65,4+(2…4)=67,4 …69,4 мм

Принимаем стандартное значение d₂ =65:

d_БП = d_п + 3×r=65+3×3,5=75,5 мм

Размеры других участков валов.

Вала колеса с цилиндрическим концом:

Длина посадочного конца вала l_МТ =1,5×d=1,5×71=106,5 мм.

Принимаем 110 мм;

длина промежуточного участка l_КТ =1,2×d_П =1,2×85=102 мм;

длина ступицы колеса l_ст = 1,2×d_K = 1,2×96 ==115,2 мм.

Примем стандартное значение l_ст =120 мм.

Вала конической шестерни с коническим концом:

Длина посадочного конца вала l_МБ =1,5×d=1,5×60=90 мм.

длина цилиндрического участка 0,15×d = 0,15×60 ==9 мм

длина участка d₁ l_КБ =0,8×d_П =0,8×65=52 мм;

длина резьбового участка 0,4×d_П =0,4×65= 26 мм.

диаметр и длина резьбы d_Р =0,9×(d-0,1×l_MБ )= 0,9×(60-0,1×90)=45,9 мм. Принимаем 48 мм

длина резьбы l_Р =1,1×d_Р =1,1×48@ 53мм;

Другие размеры обоих валов выявляются при вычерчивании компоновочной схемы.

2.3.1. Расчет ременной передачи

По таблице для передачи мощности Pэ.=15 кВт принимаем клиновой ремень типа Б который имеет:b_p =14 мм; h=10,5 мм; S₀ =138 мм² . Принимаем диаметр малого шкива D₁ =200 мм.

Определим скорость ремня:

м/с

Скорость соответствует оптимальной для клиновых ремней. Выбранный тип ремня допускается.

Принимаем коэффициент скольжения e=0,01. Диаметр большого шкива будет равен:

мм

Выбираем из стандартного ряда D₂ =480 мм.

Найдем фактическое передаточное отношение:

Отклонение от заданного значения составляет 5%.

Ориентировочно принимаем минимального межосевого расстояния:

мм

Расчетная длина ремня:

мм

Принимаем L=2000 мм.

Число пробегов ремня в секунду:

Уточняем межосевое расстояние:

Условие выполнено.

Угол обхвата ремнем малого шкива:

Принимаем при s₀ =1,18 мПа мПа

Поправочные коэффициенты выбираем из таблиц:

Сa=0,86

Сu=1,05-0,0005×u² = 1,02

Ср=0,8

С_q =1

Допускаемая удельная окружная сила:

мПа

Окружная сила:

Найдем площадь сечения S и число ремней z:

Сила предварительного натяжения ремней:

Сила нагружения вала:

3.4. Выбор типа и схемы установки подшипников.

3.4.1. Выбор типа подшипника.

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.

Для опор валов цилиндрических колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально принимают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника легкой серии окажется недостаточной. принимают подшипник средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес можно использовать также подшипники конические роликовые.

Конические колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники обладают малой осевой жесткостью. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес применяют конические роликовые подшипники. Выбирают первоначально легкую серию.

Для опор вала конической шестерни также используют конические роликовые подшипники. При очень высокой частою вращения вала-шестерни применяют подшипники шариковые радиально-упорные. Первоначально принимаем подшипники радиально-упорные средней серии.

3.4.2. Выбор схемы установки подшипников.

В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы от осевых смещений. По способности фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие и плавающие. В фиксирующих опорах ограничивается осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. В плавающих опорах осевое перемещение вала в любом направлении не ограничивается. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую нагрузки, а плавающая опора—только радиальную.

Подшипники качения выпускают следующих классов точности (в порядке ее повышения): 0, 6, 5, 4 и 2. Обычно применяют подшипники класса точности 0. Подшипники более высоких классов точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких скоростях вращения. С повышением класса точности подшипника стоимость его заметно возрастает.

В некоторых конструкциях применяют так называемые «плавающие» валы. Эти валы имеют возможность осевого смешения в обоих направлениях и устанавливаются на плавающих опорах.

Осевую фиксацию широко применяют в коробках передач, редукторах и в других узлах для валов цилиндрических зубчатых передач, а также для приводных валов ленточных транспортеров, цепных конвейеров.

Подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности равномерно. Поэтому если опоры нагружены кроме радиальной еще и осевой силой, то для более равномерного нагружения подшипников в качестве плавающей выбирают опору, нагруженную большей радиальной нагрузкой.

При температурных колебаниях плавающий подшипник перемещается в осевом направлении на величину удлинения (укорочения) вала. Так как это перемещение может происходить под нагрузкой, поверхность отверстия корпуса изнашивается. Поэтому при действии на опоры вала только радиальных нагрузок в качестве плавающей выбирают менее нагруженную опору.

Осевую фиксацию валов применяют в цилиндрических передачах.

Принимаем фиксирующие опоры.

3.5. Составление компоновочной схемы.

После определения расстояний между деталями передачи, диаметров ступеней валов, после выбора типа подшипников и схемы их установки приступают к вычерчиванию редуктора или коробки передач.

4. Конструирование шестерни и колеса

Размер ступицы определяют но соотношениям для цилиндрическихзубчатых колес.

При относительно небольших диаметрах колеса изготовляют из прутка, при больших заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой.

При любой форме колес внешние углы зубьев притупляют фаской , обрабатывая колеса по внешнему диаметрупараллельно оси посадочного отверстия. Торец зубчатого венца используют для установки заготовки при нарезании зубьев. Для уменьшения объема точной механической обработки выполняют выточки глубиной 1...2 мм.

С целью экономии относительно дорогих сталей, идущих на изготовление конических колес, целесообразно колеса выполнять составными. В зависимости от размеров колеса зубчатый венец крепят к стальному центру болтами, установленными без зазора (под развертку), или к фланцу вала заклепками;зубчатый венец располагаюттак, чтобы осевая сила, возникающая в зацеплении, быланаправлена на опорный фланец.

Широкое применение имеют конические колеса с круговыми зубьями, которые нарезают резцовыми головками, закрепляя заготовку на оправке. Чтобы такое нарезание можно было осуществить, необходимо предусмотреть свободный выход инструмента.

5. Расчёт шпоночных соединений.

Для передачи вращающего момента с колеса на вал применим шпоночное соединение. мм

Шпонка призматическая (табл. 12.5): b=25 мм, h =14 мм, t₁ =9 мм. Длина шпонки l=107 мм, рабочаядлина l_p = l - b =107 – 25 = 82мм. Расчетные напряжения смятия:

что меньше [s]_см =140 Н/мм² для чугунной ступицы шкива. Условие выполнено

Рассчитаем шпоночное соединение для передачи вращающего момента с звездочки на входной вал редуктора.мм

Шпонка призматическая (табл. 12.5): b=20 мм, h =12 мм, t₁ =7,5 мм. Длина шпонки l=53 мм,рабочаядлина l_p = l - b =53 – 20 = 33 мм. Расчетные напряжения смятия:

что превышает допустимое напряжение при установке стальной полумуфты [s]_см =90 Н/мм² . Рекомендуется увеличить длину шпонки.

6. Расчет подшипников качения.

6.1. Определение реакций опор.

Расчетные схемы для определения реакций опор валов редуктора приведены на рисунке, Силы здесь изображены как сосредоточенные, приложенные в серединах ступиц. Линейные размеры (мм) в предположении установки валов берут по компоновочной схеме.

Силы в зацеплении были определены выше:

; ;

Сила действует со стороны ременной передачи, определена из расчета передачи.

Линейные размеры, необходимые для определения реакций, берем по компоновочной схеме l₁ =88 мм, l₂ =125 мм, l₃ =213 мм, l₄ =130 мм, l₅ =368 мм, d_м1 = 100 мм, d_м2 = 401 мм.

Быстроходный вал

Реакция от сил в зацеплении:

в плоскости XOY

- реакции найдены правильно.

в плоскости YOZ

- реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор для расчета подшипников:

Тихоходный вал

Реакция от сил в зацеплении:

в плоскости YOZ

- реакции найдены правильно.

в плоскости YOZ

- реакции найдены - реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор для расчета подшипников:

6.2. Подбор подшипников для тихоходного вала.

Частота вращения вала n = 79,24 об/мин, требуемая долговечность . d=85

На опоры вала действуют силы:

; ;

Предварительно принимаем подшипники роликовые конические серии 7616 . Из табл. для этого подшипника выписываем:

С_r =310000H, С₀ =29000H;е=0,33; Y=1,89

Определяем осевые составляющие:

; ;

Определяем осевые составляющие:

R_s1 = 0,83 × e × R_r1 = 0,83 × 0,33 × 11050 = 3027 H

R_s2 = 0,83 × e × R_r2 = 0,83 × 0,33 × 14210 = 3892 H

Так как R_s2 >R_s1 (3892>3027) и F_a > R_s2 -R_s1 [2904 > 865], то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: R_a1 = R_s1 = 3027 Н и R_a2 = R_a1 + F_a = 3027+ 2904 = 5931 Н.

Отношение

и для опоры 1: X=1,Y=0.

Отношение

и для опоры 2: X=1,Y=0.

Находим эквивалентные нагрузки при К_Б = 1,5 и К_Т = 1 (см; табл. 6.3, 6.4);

Расчетная долговечность более нагруженного подшипника опоры 2 при a₂₃ = 0,65

Подшипник данной серии пригоден, так как расчетная долговечность больше требуемой .

6.3. Подбор подшипников для быстроходного вала.

Частота вращения вала n = 183 об/мин, d=65 требуемая долговечность. На опоры вала действуют силы:

;;

Предварительно примем подшипники роликовые конические средней широкой серии 7613. Из таблицы для этого подшипника выписываем:

С_r =210000H, С₀ =16800H;е=0,33; Y=1,83

Определяем осевые составляющие:

R_s1 = 0,83 × e × R_r1 = 0,83 × 0,33 × 3193 = 875 H

R_s2 = 0,83 × e × R_r2 = 0,83 × 0,33 × 5700 = 1561 H

Так как R_s2 >R_s1 (3892>3027) и F_a > R_s2 -R_s1 [2904 > 686], то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: R_a1 = R_s1 = 875 Н и R_a2 = R_a1 + F_a = 875+ 2904 = 3779 Н.

Отношение

и для опоры 1: X=0,56,Y=1,83.

Отношение

и для опоры 2: X=0,56,Y=1,83.

Находим эквивалентные нагрузки при К_Б = 1,5 и К_Т = 1 (см; табл. 6.3, 6.4);

Расчетная долговечность более нагруженного подшипника опоры 2 при a₂₃ = 0,65

Подшипник данной серии пригоден, так как расчетная долговечность больше требуемой.

7. Конструирование крышек подшипников.

Крышки подшипников изготовляют из чугуна марки СЧ15. Различают крышки приветные и закладные.

Форма крышки зависит от конструкции опоры вала. Чаще всего торец вала не выступает за пределы подшипника. Поэтому наружная поверхность крышки—плоская.

Чтобы поверхность фланца крышки и торца корпуса сопрягались по плоскости, на цилиндрической центрирующей поверхности перед торцом фланца делают канавку. Положение крышки при сборке определяется ее фланцем. Поэтому поясок с центрирующей цилиндрической поверхностью делают небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса.

Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник.

Поверхность крышки под головками крепежных винтов необходимо обрабатывать. Обрабатывают непосредственно те места, на которые опираются головки винтов, или весь поясок на торце в зоне расположения головок винтов. С точки зрения точности и быстроты предпочтительнее токарная обработка, чем обработка опорных поверхностей на сверлильном станке.

При небольшом межосевом расстоянии фланцы двух крышек подшипников могут перекрывать друг друга. В этом случае у обеих крышек фланцы срезают, оставляя между срезами зазор 1 ...2 мм. Чаще всего фланцы крышек выполняют круглой формы. Обычно форма крышки соответствует форме платика корпусной детали, к которой крышка привертывается. С целью снижения расхода металла при изготовлении как самой крышки, так и корпусной детали фланцы привертных крышек изготовляют некруглой формы сокращая размер фланца на участках между отверстиями под винты крепления.

Закладные крышки широко применяют в редукторах, имеющих плоскость разъема корпуса по осям валов. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.

Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями, при которых в сопряжении с корпусом крышка образует очень малый зазор, препятствующий вытеканию масла из корпуса.

Иногда торец крышки, контактирующий с подшипником, не совпадает с торцом выступа. Чтобы наружная цилиндрическая поверхность этого участка не нарушала точности центрирования крышки, ее диаметр несколько уменьшают.

Обычно крышки изготовляют из чугуна. Однако с целью повышения прочности резьбы закладную крышку с резьбовым отверстием под нажимный винт изготовляют также из стали.

Крышки подшипников привертные.

Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (мм):

Для опор шестерни.
D	d	d	z	d₁	d₂	С	D_ф
201	6	12	6	6	6	24	265

Для опор вала колеса
D	d	d	z	d₁	d₂	С	D_ф
190	6	12	6	6	6	24	277

8. Расчёт валов на статическую прочность и сопротивление усталости.

8.1. Построение эпюр нагружения .

Построение эпюр моментов.

Быстроходный вал. Для построения эпюр определяем значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала.

Вертикальная плоскость (YOZ):

Сечение Т

Сечение А

Сечение Б

Сечение М

Горизонтальная плоскость (XOZ):

Сечение Т

Сечение А

Сечение Б

Сечение М

Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входного участка до середины шестерни.

Тихоходный вал.

Вертикальная плоскость (YOZ):

Сечение В

Сечение С

Сечение Д

Сечение Г

Горизонтальная плоскость (XOZ):

Сечение В

Сечение С

Сечение Д

Сечение Г

Построим эпюры:

Наиболее опасным сечением для вала шестерни будет сечение А, а для вала колеса сечение С.

8.2. Расчет на статическую прочность.

Основными нагрузками на валы являются силы от передач, которые передаются через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колеса, звездочки, шкивы, муфты. При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины и эти сечения принимают за расчетные. Под действием постоянных по величине и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу.

Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали. Для большинства валов применяют термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. Для высоконапряженных валов ответственных машин - легированные стали 40ХН, 20Х, 12ХНЗА.

Расчет проводят в такой последовательности: по чертежу вала составляют расчетную схему, на которую наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям). Затем определяют реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. В этих же плоскостях строят эпюры изгибающих и крутящего моментов. Предположительно устанавливают опасные сечения, исходя из эпюр моментов, размеров сечения вала и концентратора напряжений.

Проверку статической прочности производят в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске).

Величина перегрузки зависит от конструкции передачи (привода). Так, при наличии предохранительной муфты величина перегрузки определяется моментом, при котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя.

Для выбранной стали 45 знаем: s_B = 900 Н/мм; s_T = 650 Н/мм;

s_-1 = 900 Н/мм; t_-1 = 230 Н/мм;

Произведем проверку вала шестерни:

Результирующий изгибающий момент

Осевой момент сопротивления сечения

Эквивалентное напряжение

Коэффициент запаса прочности по текучести при коэффициенте

перегрузки К_п = 2,5.

Произведем проверку вала колеса червяка:

Результирующий изгибающий момент

Осевой момент сопротивления сечения

Эквивалентное напряжение

Коэффициент запаса прочности по текучести при коэффициенте

перегрузки К_п = 2,5.

Статическая прочность вала в сечении обеспечивается,

9. Выбор смазочных материалов и системы смазывания.

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежное смазывание.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют так называемую картерную систему смазывания. В корпус редуктора, коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную систему смазывания применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Обозначение индустриальных масел состоит из четырех знаков, каждый из которых обозначает: И—индустриальное, второй—принадлежность к группе по назначению (Г—для гидравлических систем, Т—тяжелонагруженные узлы), третий -принадлежность к подгруппе по эксплуатационным свойствам (А—масло без присадок, С—масло с антиокислительными, антикоррозионными и противоизносными присадками, Д — масло с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и противозадирными присадками), четвертый (число)—класс кинематической вязкости.

Наименьшую глубину принято считать равной двум модулям зацепления. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости в масло погружают шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное смазочное колесо.

В конических или коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должны, быть полностью погружены зубья конического колеса.

Если важно уменьшить в червячной передаче тепловыделения и потери мощности (например, при высокой частоте вращения червяка и длительной работе передачи). уровень масла в корпусе понижают. Для смазывания зацепления в этом случае на червяке устанавливают разбрызгиватели.

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях, в которых требуется защитить подшипники от продуктов износа деталей передач.

При смазывании колес погружением на подшипники качения попадают брызги масла Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.

Нередко в масло погружают быстроходную шестерню или червяк и подшипник быстроходного вала. В этом случае во избежание попадания в подшипник продуктов износа зубчатых и червячных колес, а также излишнего полива маслом подшипники защищают маслозащитными шайбами (кольцами). Особенно это необходимо, если на быстроходном валу установлены косозубые или шевронные колеса либо червяк, когда зубья колес или витки червяка гонят масло и заливают подшипник, вызывая его разогрев.

Для смазывания опор валов, далеко расположенных от уровня масляной ванны, применяют различные устройства:

так, например, для смазывания подшипника вала конической шестерни, удаленного от масляной ванны, на фланце корпуса в плоскости разъема делают канавки, а на крышке корпуса скосы. В эти канавки со стенок крышки корпуса стекает масло и через отверстия в стакане попадает к подшипникам.

Для направления стекающего масла иногда делают на внутренней поверхности стенки корпуса ребра. По ним масло стекает к отверстию в приливе корпуса и попадает к подшипнику.

Для смазывания подшипников вала червячного колеса иногда применяют скребки с лотками, по которым масло подается к подшипникам.

Если применение насоса нежелательно, подшипники, к которым затруднен доступ масла, смазывают пластичным смазочным материалом. В этом случае подшипник закрывают с внутренней стороны маслосбрасывающим кольцом. Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняют смазочным материалом.

Для подачи в подшипники пластичного смазочного материала применяют пресс-масленки. Смазочный материал подают под давлением специальным шприцем.

Для удобства подвода шприца в некоторых случаях применяют переходные штуцера.

При вертикальном расположении валов опоры его смазывают маслом, подаваемым к подшипникам насосом, или пластичным смазочным материалом. Нижние опоры вертикальных валов обычно изолируют от масляной ванны.

Смазочные устройства

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач, С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой. Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие прокладки из фибры, алюминия, паронита. Для этой цели применяют также кольца из маслобензостойкой резины.

Коническая резьба создает герметичное соединение, и пробки с этой резьбой дополнительного уплотнения не требуют. Поэтому применение их более желательно.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают указатель.

Маслосливные пробки и крановые маслоуказатели устанавливают парами для контроля за нижним и верхним уровнями масла. Круглые маслоуказатели удобны для корпусов, расположенных достаточно высоко над уровнем пола.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках.

Окружная скорость зубчатого колеса:

Контактные напряжения . По табл. 8.1 выбираем масло И-Г-С-68.

Глубину погружения колеса в масленную ванну:

h_{m min} =2 × m = 2 × 4 = 8 мм, а h_{m max} =0,25 × d_м2 = 0,25 × 401 = 100 мм.

Примем h_m =54 мм.

Литература.

1. П.Ф. Дунаевский, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование. , М., Высшая школа., 1990. 397 с.

2. Н.Г. Куклин., Г.С. Куклина., Детали машин., М., Высшая школа., 1979. 311 с.