Пример выполнения курсового проекта. 2 страница

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;

г) переход вала d=40 к присоединительному концу d = 32 мм выполняют на расстоянии 10 –15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца вала d = 32 мм определяется длиной ступицы муфты.

 

                             

                                 Рис. 16.8. Компоновка редуктора

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 от d = 65 мм к d = 60 мм смещаем на 2–3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

  в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

 г) откладываем расстояние l₃ и вычерчиваем звёздочку цепной передачи; ступица звёздочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину. Переход от d = 60 мм  к

d = 55 мм смещаем на 2–3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!). Это кольцо (между внутренним кольцом подшипника и ступицей звёздочки) не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звёздочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2–3 мм для натяга. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360–78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 – 10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

 

6.                     Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78 (см. табл.20.1).

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

σ_см^max = [σ_см].

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см] = 100–120 МПа, при чугунной [σ_см] = 50…70 МПа. Ведущий вал: d = 32 мм; b ∙ h = 10 ∙8 мм;

t₁ = 5 мм; длина шпонки  l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, (см. табл.20.6.3); момент на ведущем валу Т₁ = 125∙10³ Нмм;

  σ_см = МПа <[σ_см],

(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал.

Из двух шпонок под зубчатым колесом и под звездочкой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 55 мм; b ∙h = 16 ∙10 мм;

 t_t = 6 мм; длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент T₃ = 625∙10³ Нмм;

   σ_см = МПа <[σ_см]

 (обычно звездочки изготовляют из нормализованных углеродистых или легированных сталей). 

Условие  σ _см < [σ_см] выполнено.

 

7.                               Уточнённый расчёт валов

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

 

   Ведущий вал (см. рис. 16.6).

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка – улучшение.

По табл. 6.2 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a1 = 71,66 мм) среднее значение σ_в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

          σ_-1 = 0,43σ_в = 0,43 ∙780 = 335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

         τ_-1 = 0,58σ_-1 = 0,58 ∙335 = 193 МПа.

 

Сечение А–А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

                                       ,

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

            τ_v = τ_m = 0,5τ_max = T₁/2W_{к нетто} .

При d = 32 мм; b = 10 мм; t₁= 5 мм  

       W_{к нетто} = мм³;

       τ_v = τ_m =  =10,6 МПа.

Принимаем  k_τ = 1,68 (см. табл. 10.1), ε_τ=0,76 (см. табл. 10.7) и Ψ_τ  = 0,1 (см. табл. 10.7).

                              s = s_τ = .

ГОСТ 16162–78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть

               при (25∙10³) Н мм < T_b< 250∙10³ Н мм).

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм (муфта МУВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении  А – А от консольной нагрузки

                      М = 2,5 ∙80/2 = 35,4∙10³ Н мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

                   

здесь опущены промежуточные выкладки (аналогичные выкладки см. ниже в расчете ведомого вала).

Результирующий коэффициент запаса прочности

                     

получился близким к коэффициенту запаса s_τ=7,85. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности (7,85 или 7,1) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Би  В-В нет необходимости.

 

                  Ведомый вал (см. рис. 16.7).

Материал вала – сталь 45 нормализованная; σ_в = 570 МПа (см табл. 6.2).

Пределы выносливости σ_-1= 0,43–570 = 246 МПа и τ_-1 = 0,58 ∙246= 142 МПа.

 

Сечение А–А. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 10.4): к_σ=1,59 и к_τ=l,49; масштабные факторы  ε _σ = 0,775;  и ε_τ = 0,67 (см. табл. 10.7); коэффициенты ψ_σ и ψ_τ  принимают: ψ_σ= 0,15–0,25 и   ψ_τ = 0,1 (см. источник [14]).

Крутящий момент Т₂ = 625 ∙10³ Н мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см. рис. 16.7)

      M' = R_x3l₂ = 75 ∙82 = 6,15∙10 ³ Н мм;

изгибающий момент в вертикальной плоскости

    M'' = R_y3l₂+F_a∙0,5d₂ = 1675 ∙82 + 830 ∙0,5 ∙333,34 = 275 ∙10³ Н мм;

суммарный изгибающий момент в сечении А -А:

         М_А–А = 275∙10³ Н мм;

Момент сопротивления кручению (d = 65 мм; b = 18 мм; t₁= 7 мм)

 

W_{к нетто} = Н мм;

Момент сопротивления изгибу (см. табл. 10.4)

 W_нетто = Н мм.

 Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

          =  МПа.

 Амплитуда нормальных напряжений изгиба

σ_v = М_А-А / 2W_{К нетто}=  МПа; среднее значение σ_m = 0.

 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

            .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

      

Результирующий коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям для сечения А-А         

 

Сечение К-К.   Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 10.6):

      и ; принимаем  и .

Изгибающий момент М₄ = F_Bl₃ = 5126∙82 ≈420∙10³ Н мм.

Осевой момент сопротивления Н мм.

 Амплитуда нормальных напряжений МПа; 

                                  

Полярный момент сопротивления W_p = 2W = 2∙21,2 = 42,4∙10³ мм³.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

              МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

                       .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

                 .

Результирующий коэффициент запаса прочности

                 .

 

Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 60мм к диаметру 55 мм: при  и .

 Коэффициенты концентрации напряжений ;  (см. табл. 10.3). Масштабные факторы ; (см. табл. 10.6).

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

 Осевой момент сопротивления сечения мм³.

Амплитуда нормальных напряжений МПа.

Полярный момент сопротивления сечения  W_p =2∙16,5∙10³ =33∙10³ мм³.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

                           МПа.

Коэффициенты запаса прочности: ;   

                                                   .

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

                                         .

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 10.4) ; ; ; .

Изгибающий момент (положим x₁=60 мм) М_Б-Б= F_Вx₁=5126∙60 = 307∙10³ Н мм.

Момент сопротивления сечения нетто при b = 16 мм и t₁ = 6 мм.

         W_нетто = мм³.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

              = М_Б-Б / W_нетто = МПа.

Момент сопротивления кручения сечения нетто

           W_{к нетто} = мм³.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

             = МПа.

Коэффициенты запаса прочности 

               

Результирующий коэффициент запаса прочности

                         

Сведём результаты проверки в таблицу

 

Сечение	А -А	К –К	Л -Л	Б –Б
Коэффициент запаса   s	7,2	3,2	3,9	4,45

 

8.Вычерчивание редуктора

Редуктор чертят в двух или трёх проекциях (рис 16.10) в возможно большем масштабе исходя, из выбранного формата чертежа. Примеры основной надписи на чертеже и спецификации приведены в приложении.

Чертить необходимо сразу во всех проекциях, в противном случае это может повести к задержкам и ошибкам при вычерчивании. Число проекций должно быть минимальным, но с тем условием, чтобы ясность в чертежах редуктора, а также его узлов и деталей была полная. В простейших случаях, например, для тел вращения, достаточно двух проекций, а иногда даже одной.

На чертеже особенно важны разрезы, выяс­няющие внутреннее устройство редуктора, его узлов и деталей. Выбирать проекции и разрезы следует так, чтобы при наименьшем их числе не только форма, но и все размеры каждой детали выяснились полностью. Пустотелые части рекомендуется показывать в разрезах, а ребристые и плоские ­ в наружном виде.

                                  Рис. 16.10.  Чертеж редуктора

                                     Рис. 16.10. (Окончание)

 

9.Посадки зубчатого колеса, звёздочки и посадки подшипников.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями настоящего пособия.

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25437 – 82. Посадка звёздочки цепной передачи на вал редуктора H7/k6.

Шейки валов подшипников выполняем с отклонением вала k6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 13.1и др. источниками.

 

10. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=(0,25-12,7)∙3,2 дм³.

По табл. 12.1 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях

 = 392 МПа и скорости V = 3,38 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 ∙10⁶ м²/с. По табл. 12.3 принимаем масло индустриальное И-ЗОА (по ГОСТ 20799–75). Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 или «Литол 24» и периодически пополняем их шприцем через пресс-маслёнки.

 

11. 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 18x11x70 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 основание корпуса 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 проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом или стандартные резинометаллические манжеты, смазанные машинным маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

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.

12. Оформление чертежа

На чертеже редуктора обязательно оформляются его техническая характеристика и технические требования по сборке, регулировке и испытаниям. Рекомендуемые параметры технической характеристики и технических требований приведены в гл. 2 настоящего пособия.

Нумерация чертежей выполняется в соответствии со стандартом  ИрГТУ

№ СТО. 05. 2009.

Спецификация к чертежу выполняется на отдельном листе и вкладывается в пояснительную записку.

 

                  17. Расчёт клиноремённых передач

Клиноремённые передачи предназначены в основном для передачи крутящего момента от привода (электродвигателя) к исполнительному механизму через коробку передач (редуктор) или напрямую. Сортамент клиновых ремней регламентирован ГОСТ 1284.1–80 и частично приведен в табл. 20.4. Номограмма для выбора сечения клинового ремня приведена в табл. 20.4.2. Канавки для шкивов клиновых ремней приведены в табл. 20.4.3.

 Передаточное число клиноремённой передачи при курсовом проектировании следует назначать в пределах 0,5–4 и стремиться к выбору наименьшего сечения ремня при общем количестве ремней в передаче не более пяти. Срок службы передачи следует принимать 3000 – 5000 часов.

В заданиях на курсовое проектирование как правило задаётся или рассчитывается мощность электродвигателя и частота его вращения. Передаточное число передачи студент назначает самостоятельно.

 Далее на конкретном примере рассмотрим расчёт клиноремённой передачи для следующих типовых условий:

мощность электродвигателя 3 кВт;

частота вращения ротора двигателя 1450 мин^-1 ;

передаточное число 2;

передача не реверсивная, предусмотрено ручное натяжное устройство;

в процессе работы возникают умеренные толчки на исполнительном механизме;

срок службы передачи 4000 часов.

1. По номограмме 20.4.2. выбираем сечение ремня «А».

2. По таблице 20.4.1 при диаметре малого шкива 100 мм и частоте его вращения 1450 об/мин определяем, что номинальная мощность, передаваемая одним ремнём, не должна превышать 1,5 кВт. Отсюда предварительно назначаем количество ремней в передаче 3шт.

3. Диаметр большего шкива равен 100 ∙2=200 мм.

4. Минимальное межосевое расстояние между шкивами определяется по формуле:                   a = 0,55 (d₁ + d₂) +T_o .                                                                     (17.1)

  Значение T_o находим в табл. 20.4.

Для нашего случая a= 0,55 ∙ (100+200) + 6 = 171 мм. Допустимо увеличивать межосевое расстояние до величины a = d₁ + d₂ = 100+200 =300 мм. Назначим предварительно межосевое расстояние 200 мм.

5. Длина ремня определяется по формуле

          L = 2a + 0,5π (d₁+ d₂) + (d₂ – d₁)² /4a.                                       (17.2)

 Для нашего случая L = 883 мм. По табл. 20.4 выбираем ремень стандартной длины 900 мм.

6. Уточняем межосевое расстояние с учётом выбранной длины ремня и для нашего случая получим a = 208 мм.

7. Угол охвата ремнём меньшего шкива a₁⁰ = 180 –57(d₂ – d₁ ) / a.    (17.3)

Для нашего случая a₁ = 152,6⁰.

8. Расчётное число ремней по формуле ,                     (17.4)

 где Р – передаваемая мощность, в кВт;

    Р_о – мощность, передаваемая одним ремнём, в квт;

    С_L – коэффициент, учитывающий длину ремня по табл. 17.3;

    С_Р – коэффициент, учитывающий режим работы по табл. 17.4;

    С_а – коэффициент угла обхвата по табл.17.1;

     С_z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче по табл. 17.2.

 

 

                                Таблица 17.1.   Значения коэффициента угла обхвата С_а

ао	180	160	140	120	100	90	70
Са	1,0	0,95	0,89	0,82	0,8	0,68	0,56

 

                           Таблица 17.2. Значения коэффициента числа ремней C_z

z	2 – 3	4 – 6	св. 6
Cz	0,95	0,9	0,85

           

                       Таблица 17.3. Значения коэффициента длины ремней   С _L

Lр, мм	Сечение ремня
	О	А	Б	В	Г	Д
400	0,79	–	–	–	–	–
500	0,81	–	–	–	–	–
560	0,82	0,79	–	–	–	–
710	0,86	0,83	–	–	–	–
900	0,92	0,87	0,82	–	–	–
1000	0,95	0,9	0,85	–	–	–
1250	0,98	0,92	0,87	–	–	–
1500	1,03	0,98	0,92	–	–	–
1800	1,06	1,01	0,95	0,86	–	–
2000	1,08	1,03	0,98	0,88	–	–
2240	1,01	1,06	1,00	0,91	–	–
2500	1,3	1,09	1,03	0,93	–	–
2800	-	1,11	1,05	0,95	–	–
3150	-	1,13	1,07	0,97	0,87	–
4000	-	1,17	1,13	1,07	0,91	–
4750	-	-	1,17	1,06	1,02	0,91
5300	-	-	1,19	1,08	0,97	0,94