Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Размеры сечений
шпонок и пазов и длины шпонок [1, табл. 8.9]
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
sсмmax=2T/(d*(h-t1)(l-b))<=[sсм]
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
[sсм]= 100…120 МПа;
Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице
[sсм]= 50…70 МПа;
Ведущий вал:
Т1=11,9 кН
d=22 мм bxh=6x6 мм; t1=3,5 мм; l=28 мм
sсм=2*11,9*103/(22(6-3,5)(28-6))=10,54 МПа
Условие выполнено.
Ведомый вал:
Т2=17,8*103 Нмм
Шпонка на выходном валу
d=25 мм bxh=8x7 мм t1=4 мм l=32 мм
sсм=2*51,4*103/(25(7-4)(32-8))=37,6 МПа
шпонка под колесом
d=40 мм bxh=12x8 мм t1=5 мм l=32 мм
sсм=2*51,4*103/(40(8-5)(32-12))=30,6 МПа
Условие выполнено.
8 Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу , а касательные от кручения - по отнулевому циклу.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и - сравнении их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s>=[s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал.
Материал для тот же , что и для шестерни, т.е сталь 45, термическая обработка - улучшение
По табл.3.3 [1] при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение sв=780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
s-1=0,43*sв=0,43*780=335,4 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
t-1=0,58s-1=0,58*335=194,3 МПа.
Сечение А-А.
Му=Ft*l1.1=661*34,5=22789 Н*мм;
Мх= Fr*l1.1=240*34,5=8290 Н*мм;
Суммарный изгибающий момент
M=(Mx2+My2)1/2=(227892+82902)1/2=24250 Н*мм.
Момент сопротивления сечения
W=π*dп13/32=3,14*(30*103)3/32=2649 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
σV=σmax=M/W=24250/2649=9.15 МПа.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
ss=s-1/(ks/es*su+ys*sm)=335/(1,8/0,92*9.15)=9,1
Принимаем по табл. 8.5 [1] ks=1,8, es=0,92 ys=0,25 [1, стр.164 ]
Полезный момент сопротивления
Wp=2*W=2*2649=5298 мм3
Коэффициент запаса прочности
s=st=t-1/(kt*tu/et+yt*tm),
амплитуда и среднее значение отнулевого цикла
tu=tm=tmax/2=T1/2*Wкнетто=11.9*103/(2*2649)=2.24 МПа
Принимаем по табл. 8.5 [1] kt=1,68, et=0,83 yt=0,1 [1, стр.166 ]
s=st=194/(1,68*2.24/0,83+0,1*2.24)=27,5
Результирующий коэффициент запаса прочности
s=ss*st/(ss2+st2)1/2=27,5*11.8/(11.82+27,52)1/2=9.2
Ведомый вал.
Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
ks=1,59; kt=1,49; масштабные факторы et=0,75; es=0,87
коэффициенты ys=0,15; yt=0,1
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Му=Ft*l2.1=661*64=42276 Н*мм;
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Мх= Fr*l2.1=240*64=15379 Н*мм;
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
MA-A=(422762+153792)1/2=44986 Н*мм.
Момент сопротивления кручению (d=40 мм bxh=12x8; t1=5 мм)
Wнетто= 3,14*d3/16-b*t1*(d-t1)2/(2*d)=11641 мм3
Момент сопротивления изгибу
Wкнетто= 3,14*d3/32-b*t1*(d-t1)2/(2*d)=5361 мм3
амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tu=tm=tmax/2=T2/2*Wкнетто=51.4*103/2*5361=4.8 МПа
амплитуда нормальных напряжений изгиба
su=MA-A/Wнетто=44986/11641=8.39 МПа
s=st=t-1/(kt*tu/et+yt*tm),
s=st=142/(1,59 *4.8/0,75+0,1*4.8)=14.2
ss=s-1/(ks/es*su+ys*sm)=246/(1,49/0,87*8.39)=17.1
s=ss*st/(ss2+st2)1/2=14.2*17.1/(17.12+14.22)1/2=11
9 Анализ посадок
Анализ посадок проводим на примере анализа посадок, изложенном в (5).
1) Соединение вал-ступица колеса.
Посадка 40Н7/р6
Находим предельные отклонения:
для отверстия: 40 Н7, ЕS=0,025мм
EJ=0;
для вала: 40 р6, es=0,042 мм
ei=0,026 мм
Вычисляем предельные размеры
Dmax=D+ES=40+0,025=40,025 мм
Dmin=D+EJ=40+0=40 мм
dmax=D+es=40+0,042=40,042 мм
dmin=D+ei=40+0,026=40,026 мм
Определяем величину допуска размера отверстия и вала:
а) через предельные размеры:
TD=Dmax-Dmin=40,025-40=0,025 мм
Td=dmax-dmin=40,042-40,026=0,016 мм
б) через предельные отклонения:
TD=ES-EJ=25-0=25 мкм
Td=es-ei=42-26=16 мкм
Предельные значения натягов:
а) через предельные размеры:
Nmax=dmax-Dmin=40,042-40=0,042 мм
Nmin=dmin-Dmax=40,026-40,025=0,001 мм
б) через предельные отклонения:
Nmax=es-EJ=50-0=50 мкм
Nmin=ei-ES=26-25=1 мкм
Допуск натяга:
TN=TD+Td=25+16=41 мкм
Соединение вал-ступица цилиндрического колеса выполнена с гарантированным натягом 1 мкм. Такая посадка называется посадка с натягом и выполнена в системе отверстия.
2) Соединение вал-внутреннее кольцо подшипника.
Посадка 35 к6.
Для отверстия внутреннего кольца подшипника находим величину предельных отклонений
(см. табл. 4.70 (6)):
ES=0, EJ=-10 мкм.
Для вала es=0,018 мм; ei=0,002
Вычисляем предельные размеры
Dmax=D+ES=35+0=35 мм
Dmin=D+EJ=35+-0,01=34,99 мм
dmax=D+es=35+0,018=35,018 мм
dmin=D+ei=35+0,002=35,002 мм
Определяем величину допуска размера отверстия и вала:
а) через предельные размеры:
TD=Dmax-Dmin=35-34,99=0,01мм;
Td=dmax-dmin=35,018-35,002=0,016 мм.
б) через предельные отклонения:
TD=ES-EJ=0-(-10)=10 мкм;
Td=es-ei=18-2=16 мкм.
Предельные значения натягов:
через предельные размеры:
Nmax=dmax-Dmin=35,018-34,99=0,028 мм=28 мкм;
Nmin=dmin-Dmax=35,002 -35=0,002 мм=2,00 мкм.
Соединение вал-внутреннее кольцо подшипника выполнена с гарантированным натягом 2 мкм.
Допуск натяга:
TN=TD+Td=10+16=26 мкм.
3) Соединение вал-распорная втулка.
Посадка 35 E9/к6.
Величины предельных отклонений:
для отверстия 35 Е9 ES=0,112 мм; EJ= 0,050 мм;
для вала 35 к6 es=0,018 мм; ei= 0,002 мм.
Вычисляем предельные размеры
Dmax=D+ES=35+0,112=35,112 мм;
Dmin=D+EJ=35+0,05=35,05 мм;
dmax=D+es=35+0,018=35,018 мм;
dmin=D+ei=35+0,002=35,002 мм.
Определяем величину допуска размера отверстия и вала:
а) через предельные размеры:
TD=Dmax-Dmin=35,112-35,05=0,062 мм;
Td=dmax-dmin=35,018-35,002=0,016мм.
б) через предельные отклонения:
TD=ES-EJ=112-50=62 мкм;
Td=es-ei=18-2=16 мкм.
Предельные значения зазоров:
через предельные размеры:
Smax=Dmax-dmin=35,112-35,002=0,110 мм=110 мкм;
Smin=Dmin-dmax=35,05-35018=0,032 мм=32 мкм.
Соединение вал-внутренне кольцо подшипника выполнена с гарантированным натягом 2 мкм.
Допуск зазора:
TS=TD+Td=62+16=78 мкм.
Cоединение вала с распорной втулкой выполнена с зазором комбинированно: отверстие диаметром 35 Е9 выполнено в системе вала, а вал 35 к6 - в системе отверстия.
10 Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение шестерни на длину зуба.
По табл.10.8 [ 1 ] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH=473 МПа
и скорости v=2.68 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна
34*10--6 м2/с. По табл.10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75
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.
Ведущий вал.
В ведущий вал вставляют стакан, затем мзеудерживающе кольцо. На ведущий вал насаживают первый подшипник радиально упорный предварительно нагретый в масле до температуры 1000С , затем устанавливают втулку и второй подшипник с цилиндрическими роликами, также предварительно нагретый в масле, фиксируют положение подшипников фиксируют положение подшипников посредством гайки шлицевой и стопорной многолапчатой шайбой.
Ведомый вал.
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо цилиндрическое до упора в бурт. Затем надевают мазеудерживающее кольцо. На вал насаживают первый подшипник радиально-упорный предварительно нагретый в масле до температуры 1000С , затем устанавливают втулку и второй подшипник радиально-упорный, также предварительно нагретый в масле, фиксируют положение подшипников посредством гайки шлицевой и стопорной многолапчатой шайбой.
Собранные валы укладывают в корпусе, покрывая предварительно поверхности стыков корпуса и крышки спиртовым лаком.. Закрывают корпус крышкой и затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
В подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников сквозные с комплектом металлических прокладок для регулировки осевого зазора зацепления.
Перед постановкой крышек подшипников в проточки закладываем войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиваемость валов, отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышку
болтами.
Ввертывают пробку маслоспука. Заливают в корпус масло, устанавливают отдушину и фонарный маслоуказатель.
В ходе данного курсового проекта был рассчитан привод цилиндрическо-цилиндрический, построен сборочный чертеж редуктора цилиндрического с внутренним зацеплением в качестве рабочих чертежей приведены две детали: вал ведомый, колесо цилиндрическое. В результате расчета был выбран электродвигатель 4А90L4У3 c синхронной частотой вращения равной 1500 об/мин, выполнены кинематический и силовой расчеты привода, проведены прочностные расчеты закрытой и открытой цилиндрических передач привода на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев и на выносливость зубьев при изгибе , проведены геометрические расчеты закрытой и открытой цилиндрических передач. Рассчитан диаметр выходного вала редуктора, сделан выбор и расчет долговечности подшипниковых опор, выполнен расчет шпоночных соединений, выбраны допуски и посадки сопрягаемых деталей, степени точности цилиндрических колес.
При выполнении работы осваивались навыки конструирования, закреплялись
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.