Допускаемые напряжения 4 страница

возможна установка двух шпонок под углом 180⁰.

2.4.2 Проверочный расчет подшипников

Работоспособность стандартных подшипников качения определяется двумя

комплексными показателями: статической С _оr и динамической С _r грузоподъемностью.
По статической грузоподъемности рассчитывают подшипники в тех случаях, когда

частота вращения какого либо кольца подшипника (в данном редукторе – частота вращения вала) n < 1 об/мин. При n > 1 об/мин подшипники рассчитывают по динамической грузоподъемности; причем при 1 ≤ n < 10 об/мин условно принимают n = 10 об/мин.
В большинстве случаев валы редукторов общего назначения вращаются с частотой n

более 10 об/мин. В редукторах, проектируемых в курсовой работе, частоты вращения

валов также превышают 10 об/мин, поэтому в дальнейшем рассматривается расчет

подшипников по динамической грузоподъемности.
Исходные данные к расчету:
- нагрузки, действующие на опоры вала (реакции опор);
- условия работы (характер нагрузки и температурный режим);
- требуемая долговечность подшипников.
Если в техническом задании объем проверочных расчетов не определен, то следует

проверять подшипники выходного вала редуктора (вал 4).

2.4.2.1. Определение реакций опор

Расчетная схема вала для определения реакций опор составляется в строгом

соответствии с разработанной компоновкой редуктора (рис. 3.6) и пространственной

схемой сил рис. 4.1. Пространственную схему сил в приводе обычно выполняют в
аксонометрии. На схеме должно быть определено относительное положение всех

элементов привода и указаны действующие силы. Обозначенные на схеме силы в

зацеплении F _{t 3} ,F _{t 4} ,F _{r 3} и F _{r 4} , определены в п. 2.2.9. Направление окружных сил F _{t 3} и F _{t 4} определяется принятым направлением вращения шестерни 3. Сила давления

ремней на вал F _R определяется при расчете ременной передачи. В рамках курсовойработы ременная передача не рассчитывается, при необходимости сила F _R может

быть задана преподавателем. Сила действующая на вал со стороны муфты F _м

зависит от типа муфты, точности относительного расположения осей соединяемых

валов редуктора и рабочего органа величины передаваемого момента и других
факторов, ориентировочно её величина может быть определена как
F _м ≈ 75 Т (4.3)
где Т – вращающий момент на валу, Н∙м; в данном приводе Т = Т₄.
Направление вектора F_м меняется при вращении валов. Выполняя работу, следует

выбрать один из возможных вариантов, например, вектор F_м −
по направлению вектора F _{r 4} .
В пояснительной записке следует привести на отдельном рисунке пространственную схему сил в приводе (по аналогии с рис. 4.1), обозначив на ней все силы и исправления вращения звеньев.
Расчетная схема вала составляется по аналогии с рис. 4.2 на отдельном листе форматаА4. Вал представляется в виде двухопорной балки, нагруженной системой

сосредоточенных сил. В верхней части листа следует привести эскиз вала с

сопряженными деталями. Эскиз выполняется в масштабе на основании компоновки

редуктора.

В проекционной связи под эскизом составляется расчетная схема вала. Расчетная

схема выполняется в строгом соответствии с пространственной схемой сил. Следует

учитывать относительное расположение элементов редуктора, точки приложения сил

относительно оси вала и принятое направление сил. Обозначаются в виде векторов все действующие на вал внешние силы (активные), в соответствии с принятой системой координат (Х, Y, Z) и реальным направлением, и реакции опор. Реакции опор представляются в виде составляющих в проекциях на принятые оси координат. Направление
реакций опор указывается достаточно произвольно. Если первоначально принятое

направление окажется неверным, то при расчете величина соответствующей реакции

будет иметь отрицательное значение.


Рис. 4.1 Пространственная схема сил.

Рис. 4.2 Расчетная схема вала

Используя принцип независимости действия сил, пространственную схему

представляем в виде двух плоских систем сил, соответственно в плоскостях YZ и XZ. Из условия равновесия вала под действием внешних сил и реакций опор находим реакции опор в плоскостях Осевые размеры a, b, c на расчетной схеме определяются, измеряя соответствующие
участки вала на компоновке. Точкой приложения силы F _мможно считать середину

выходного конца вала. Точкой приложения реакций опор при использовании

радиальных подшипников можно считать середину ширины подшипника. Силы в

зацеплении F _{t 4} и F _{r 4} прилагаются в середине зубчатого венца колеса.
В плоскости YZ, согласно положениям статики, можно составить три
уравнения условия равновесия. Приравняв нулю сумму моментов всех сил

относительно каких либо двух точек на оси вала (удобно выбрать точки А и В) и равенство нулю суммы проекций всех сил на ось Y.


(4.4)

∑ Y = 0.
Последнее условие обычно рассматриваем как проверочное. Из первых
двух определяем составляющие реакций опор.

(4.5)

Значение может быть положительным или отрицательным.
Последнее свидетельствует о том, что первоначально принятое направление
вектора неверно, в действительности реакция направлена в противоположную сторону.
= 0;

(4.6)

Аналогично определяются реакции опор в плоскости XZ:,.
Вычисляются суммарные (полные) реакции опор:
(4.7)

2.4.2.2 Проверка подшипника по условию долговечности

Расчет по динамической грузоподъемности позволяет определить расчетную долговечность (ресурс) подшипника в часах. Подшипник пригоден, если расчетный ресурс

больше или равен требуемому
L _h ≥ [ L _h], (4.8)
где L _h − расчетный ресурс;[ L _h] – требуемый по техническим условиям ресурс, в
часах. Если значение [ L _h] не определено в задании, то следует предварительно задаться

рекомендуемой для данного типа изделий и условий работы требуемой долговечностью,

принимая [ L _h] ≥ 12000 час.

(4.9)
где а₁ – коэффициент надежности. Полагая вероятность безотказной работы
подшипника P _t = 90%, принимают а₁ = 1;
а₂₃ – коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность
особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.
Для обычных условий применения подшипника значения коэффициента а₂₃:
- для шарикоподшипников (кроме сферических) – 0,7…0,8;
- для роликоподшипников конических – 0,6…0,7.
С _r – базовая динамическая грузоподъемность проверяемого подшипника, Н;
принимается по справочникам. Значение С _r должно быть записано в табл. 3.3
при выборе подшипников (подпункт 2.3.1.3);
т – показатель степени кривой выносливости подшипника; т = 3 для
шариковых и т = 10/3 = 3,33 – для роликовых подшипников;
п – частота вращения внутреннего кольца, об/мин.
В рассматриваемом редукторе частота вращения кольца соответствует частоте
вращения вала, на котором установлен проверяемые подшипники: п = п₄;
Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н.
При отсутствии осевых сил, нагружающих вал, что соответствует проектируемой

прямозубой передаче
P = V·R _r k _б k _T ·, (4.10)
где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника
V = 1; R _r – радиальная нагрузка (реакция), действующая на подшипник. В
качестве R _r следует принимать большую из вычисленных (формулы 4.7)
суммарных реакций R _А и R _В; k _б – коэффициент безопасности, зависит от вида
нагружения и области применения подшипника. Значения k _б можно принимать
из таблицы 4.1.
Если назначение привода в задании не определено, то следует принимать
значение k _бв пределах k б= 1,3…1,5.
k _T – температурный коэффициент, принимается в зависимости от рабочей
температуры подшипника. При отсутствии данных по температуре, следует
принимать значения температурного коэффициента в пределах k _T = 1…1,1, что
соответствует рабочей температуре t ⁰ ≤ 1500.

Таблица 4.1

Вид нагружения	k б	Область применения
Легкие толчки; кратковременные перегрузки до 125 % номинальной нагрузки	1,0…1,2	Прецизионные зубчатые передачи. Металлорежущие станки. Механизмы подъема кранов. Лебедки с механическим приводом.
Умеренные толчки; кратковременные перегрузки до 150 % номинальной нагрузки	1,3…1,5	Зубчатые передачи. Редуктора всех типов. Буксы рельсового подвижного состава. Механизмы передвижения крановых тележек.

Выбрав значения параметров, входящих в формулу 4.10, вычисляется эквивалентная нагрузка Р. Определяется расчетный ресурс L _h (формула 4.9). Сравнивается расчетный ресурс с требуемой долговечностью [ L _h]. Если условие (4.8) выполняется, формулируетсявывод о том, что выбранный подшипник пригоден для эксплуатации в данном

редукторе. При невыполнении условия (4.8), следует, после консультации с

преподавателем, принять подшипник более тяжелой серии (с большим значением С _r) иповторить цикл расчетов по условиям 4.9 и 4.8.

2.5 Выбор смазки редуктора

Смазка в редукторе, как и в любой механической системе с подвижными элементами,

необходима для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности

изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а

также для предохранения от заедания, задиров и коррозии.
В рамках курсовой работы следует решить вопрос о смазке зацепления зубчатых

колес и подшипников.
Для редукторов общего назначения наиболее широко применяется картерная система смазки [1, 2, 6]. В основание корпуса редуктора (картер) заливают масло так, чтобы

зубчатые венцы колес были в него погружены. При вращении колес масло увлекается

зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса и стекает в

нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе,

которая покрывает поверхности расположенных внутри корпуса деталей. Картерное

смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес V₃₄ от 0,3 до 12,5 м/сек.
Решая вопрос о смазке зубчатой передачи необходимо определить сорт (смазку) масла, объем (количество) заливаемого в редуктор масла и глубину погружения в масло

зубчатых колес.
Выбор марки смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин;

руководствоваться необходимо следующими положениями: чем выше окружная

скорость V₃₄ зубчатого колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные напряжения σ Н в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать

масло.

Требуемую вязкость масла можно определить из таблицы 2.2 или по рекомендациям [1].

Таблица 4.2

Контактные напряжения σ Н, МПа	Рекомендуемая кинематическая вязкость мм2/сек (сСт), при окружной скорости V34, м/сек
до 2	от 2 до 5	св. 5
до 600
600…1000
1000…1200

По принятой вязкости следует выбрать соответствующую марку масла, руководствуясьтаблицей 2.3 или по [1].

Таблица 4.3

Кинематическая вязкость, мм^2/сек	Марка масла
19…25 29…35 41…51 61…75	И-Л-А-22 И-Г-А-32 И-Г-А-46 И-Г-А-68

Рекомендации по выбору вязкости и марки масел даны в предположении, что рабочая

температура редуктора около 400, что соответствует нормальным условиям эксплуатациицилиндрических редукторов.
Объем заливаемого в редуктор масла обычно зависит от передаваемой мощности.

При смазывании окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета

(0,5…0,8) л на 1 кВт передаваемой мощности [6].
Предельно допустимые уровни нагружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну h _M ≈ (2 т …0,25 d4) [1], но не менее 10 мм. Здесь
т – модуль зацепления. Наибольшая глубина погружения зависит от окружной
скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно

может быть погружено.

2.6 Сборка и регулировка редуктора

Порядок сборки определяется конструкцией редуктора и характером соединения деталей и однозначно определен быть не может.
Для рассмотренного варианта исполнения редуктора в соответствии со сборочным

чертежом сборку можно привести в следующем порядке.
Перед сборкой внутреннюю полость крышки и основания корпуса редуктора счищают и покрывают малостойкой краской. Сборку начинают с узлов валов. На ведущий вал,

выполненный заодно с шестерней, напрессовывают подшипники (указать условное

обозначение подшипников) до упора в бурт. В сквозную крышку подшипникового

узла запрессовывают резиновую манжету (уплотнение) и надевают крышку на вал.
Вал помещают в основание корпуса, обеспечив установку буртика сквозной крышки в соответствующую канавку в отверстии под подшипник. Устанавливают глухую

крышку противоположного подшипникового узла, фиксируя ее буртик в

соответствующей канавке. Между упорным торцом глухой крышки и наружным

кольцом подшипника устанавливают распорное кольцо (если оно предусмотрено

конструкцией).
В паз ведомого вала закладывают шпонку (указать ее размеры) и напрессовывают

зубчатое колесо до упора в бурт на валу. Надевают на вал распорное кольцо до

упора в торец ступицы колеса. Напрессовывают на вал подшипники (указать обозначение) до упора в бурт вала с одной стороны и в торец распорного кольца с другойВ сквозную крышку подшипникового узла запрессовывают резиновую манжету (указать обозначение) и надевают крышку на вал. Вал устанавливают в основание корпуса,

обеспечив совмещение упорного буртика сквозной крышки с канавкой в отверстии под

подшипник. Закладывают глухую крышку, фиксируя ее буртик в канавке

противоположного отверстия под подшипник.
Если предусмотрено конструкцией, между торцом крышки и торцом наружного кольца

подшипника устанавливают распорное кольцо.
Надевают на основание крышку корпуса, покрыв предварительно
плоскость разъема специальным герметиком. Крышка фиксируется двумя коническими штифтами, которые устанавливаются в специальные отверстия во фланце корпуса. По периметру фланца в отверстия устанавливают болты, надевают пружинные шайбы и

завинчивают гайки.
Проворачивают валы и проверяют их свободное вращение и отсутствие осевых

люфтов, при соблюдении этих требований данный редуктор специальной регулировки не требует.
В пазы выходных концов валов закладывают шпонки. Вкручивают пробку маслосливного отверстия. Монтируют маслоуказатель. Через люк в крышке корпуса заливают масло (указать марку и объем), контролируя при этом уровень по маслоуказателю, и

закрывают люк крышкой.
Собранный редуктор подвергается обкатке и испытанию по программе,

предусмотренной техническими условиями.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В соответствии с заданием в курсовой работе разработаны основные элементы
привода, состоящего из электродвигателя, состоящего из электродвигателя,

клиноременной передачи и цилиндрического одноступенчатого редуктора.
Электродвигатель типа АИР 100 L 4 выбран по требуемой мощности и частоте
вращения. Передаточные отношения передач рассчитаны в соответствии с

существующими рекомендациями.
Подобраны материалы и термообработка зубчатых колес, обеспечивающие достаточно

высокие прочностные свойства передачи и невысокую стоимость.
Параметры зубчатой передачи определены из условия контактной выносливости

рабочих поверхностей зубьев; проверочные расчеты по контактным и изгибным

напряжениям свидетельствуют с работоспособности передачи по всем критериям.

Недогрузка по контактным напряжениям составляет ΔσН = 3,4%, что свидетельствуето практически полной загруженности передачи.
Валы рассчитаны из условия статической прочности по касательным напряжениям, их конструкция разработана на основе типовых аналогов.
В качестве опор валов выбраны наиболее удобные в эксплуатации шариковые

радиальные подшипники: 308 – для входного вала и 212 – для
выходного. Проверочный расчет подшипников выходного вала, выполненный по

условию динамической грузоподъемности показывает, что их расчетный ресурс с

вероятностью безотказной работы в 90% составляет 86500 часов, что значительно

превышает нормативные требования для подобных редукторов.
Для передачи вращения с валов на сопряженные детали использованы
стандартные шпоночные соединения призматическими шпонками. Параметры шпонок подобраны по диаметру соответствующих участков валов и проверены по напряжениям

смятия.
Корпус редуктора выполняется с разъемом по осям валов, изготовлен из серого

чугуна марки СЧ-15. Его основные элементы скорректированы по
существующим нормам и рекомендациям. Подобраны стандартные крепежные изделия

для соединения крышки и основания корпуса.
В редукторе предполагается картерная смазка, подшипники смазываются

разбрызгиванием; рекомендуется использовать масло марки И-Г-А-32. Объем
заливаемого масла – 2,4 л. Контроль уровня масла осуществляется с помощью
жезлового маслоуказателя.
Для передачи вращения с выходного вала редуктора использует упругая
втулочно-пальцевая муфта МУВП 710-50-I-2. Муфта подобрана исходя из
условий эксплуатации и по диаметрам соединяемых валов. Муфта проверена по
передаваемому моменту. Редуктор отвечает современным требованиям, имеет

минимально возможные габариты и массу. В его конструкции в максимальной

степени использованы типовые конструктивные решения, стандартные детали и узлы.

Приложение А
Пример составления титульного листа пояснительной записки курсовой работы
по деталям машин

Министерство образования и науки Российской Федерации

Национальный минерально-сырьевой университет «Горный»

Филиал горного университета «Хибинский технический колледж»

Форма обучения очная

Специальность 140448

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Дата добавления: 2014-10-31