Муфты зубчатые общего назначения

Таблица 5

d, мм

Тр, Нм

nmax, об/мин

Amin, мм

D, мм

D1, мм

D2, мм

L, мм

В, мм

l, мм

Зубья

m, мм

b, мм

z

2,5

С целью предупреждения недопустимой интенсивности изнашивания выполняют проверочный расчет валов по условному давлению:

где Р – давление на поверхности зубьев, МПа;

b=15 мм – длина зуба;

[P]=12…15МПа – допускаемое давление;

D_д – диаметр делительной окружности, мм;

D_д=m_*z,

здесь m=2,5 ,мм – модуль зацепления;

z – число зубьев втулки;

D_д=2,5_*38=95 ,мм

9. Выбор шпонок и проверочный расчет.

Назначаем шпонки призматические со скругленными краями. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. При стальной ступице [s]_см=140…190МПа.

9.1. Ведущий вал. Шпонка под полумуфтой.

мм

b x h x l=8 x 7 x 40 мм

t₁=4 мм, t₂=3,3 мм

Условие прочности: [7, с.104]

где T₁=51.287 H_*м – передаваемый валом вращающий момент;

мм – диаметр вала;

h=7 мм – высота шпонки;

t₁=4 мм – глубина паза;

l_p – рабочая длина шпонки, мм;

l_p=l–b=40-8=32 мм – со скругленными краями;

b=8 мм – ширина шпонки;

[s]_см – допускаемое напряжение смятия, МПа;

9.2. Промежуточный вал. Шпонка под колесом.

мм

b x h x l=12 x 8 x 45 мм

t₁=5 мм, t₂=3,3 мм

Условие прочности: [7, с.104]

где T₂=155.31 H_*м – передаваемый валом вращающий момент;

мм – диаметр вала;

h=8 мм – высота шпонки;

t₁=5 мм – глубина паза;

l_p – рабочая длина шпонки, мм;

l_p=l–b=45-12=33 мм – со скругленными краями;

b=12 мм – ширина шпонки;

[s]_см – допускаемое напряжение смятия, МПа;

9.3. Ведомый вал

9.3.1 Ведомый вал. Шпонка под колесом.

мм

b x h x l=18 x 11 x 50 мм

t₁=7 мм, t₂=4,4 мм

Условие прочности: [7, с.104]

где T₃=602,5 H_*м – передаваемый валом вращающий момент;

мм – диаметр вала;

h=11 мм – высота шпонки;

t₁=7 мм – глубина паза;

l_p – рабочая длина шпонки, мм;

l_p=l–b=50-18=32 мм – со скругленными краями;

b=18 мм – ширина шпонки;

[s]_см – допускаемое напряжение смятия, МПа;

9.3.2 Ведомый вал. Шпонка под полумуфтой.

мм

b x h x l=14 x 9 x 60 мм

t₁=5,5 мм, t₂=3,8 мм

Условие прочности: [7, с.104]

где T₃=602,5 H_*м – передаваемый валом вращающий момент;

мм – диаметр вала;

h=9 мм – высота шпонки;

t₁=5,5 мм – глубина паза;

l_p – рабочая длина шпонки, мм;

l_p=l–b=60-14=46 мм – со скругленными краями;

b=14 мм – ширина шпонки;

[s]_см – допускаемое напряжение смятия, МПа;

10. Второй этап эскизной компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, подшипниковые узлы, корпус.

Порядок выполнения:

Оформляем конструкции шестерней и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.

Вычерчиваем подшипники сохраняя при этом ранее принятые зазоры.

На ведущем, промежуточном и ведомом валах остались подшипники выбранные ранее. Вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты).

Вычерчиваем валы.

Подшипники ведущего вала размещаем в стакане, толщина стенки которого d_ст=6мм. Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной ~6мм. У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо. Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 1мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Вычерчиваем мазеудерживающие кольца, так, чтобы их торцы выступали внутрь корпуса на 2мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипник. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплетчиками вала и торцами внутренних колец подшипников.

Вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ~1мм) и винтами. Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластической смазкой.

Переход вала к присоединительному концу выполняют на расстоянии 10мм от торца головок винтов крепящих подшипниковые крышки к корпусу редуктора, так чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца определяется длиной ступицы муфты. Аналогично конструируем узел ведомого вала.

Штриховыми линиями вычерчиваем наружные очертания стенки корпуса. Наносим контур верхнего фланца. Вычерчиваем фланцы и нижний пояс. Конструируем проушины для подъема. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла, и устанавливаем жезловый маслоуказатель .

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки:

Ведущий вал: шпонка на выходном конце вала (под полумуфтой)

b x h x l = 8 x 7 x 40

Промежуточный вал: шпонка под колесом

b x h x l = 12 x 8 x 45

Ведомый вал: шпонка под колесом

b x h x l = 18 x 11 x 50

Ведомый вал: шпонка на выходном конце вала (под полумуфтой)

b x h x l = 14 x 9 x 60

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положения зубчатых колес относительно опор.

Значительном изменении этих расстояний не произошло, поэтому не требуется уточнение.

11. Проверочный расчет валов.

11.1 Ведущий вал.

Материал Сталь 40ХН , термообработка – улучшение , НВ 269 - 302

, МПа, МПа.

Проверяемое сечение 2 – 2 под подшипником d_п1=30 мм.

Концентрация напряжений обусловлена напресовкой подшипника на вал.

11.1.1 Расчет вала на сопротивление усталости

Условие прочности:

где S, [S] – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности;

[S]=1,5…4; [8, с. 270]

S_s, S_t – коэффициент запаса прочности при изгибе и кручении;

здесь s­­_-1 – предел выносливости при изгибе;

s­­_-1=0,45_*s_в= 0,45_*900=405 МПа

­­t_-1 – предел выносливости при кручении;

t_-1=0,25_*s_в= 0,25_*900=225 МПа

к_s, к_t – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

к_s=к_sф+к_sn - 1 к_t=к_tф+к_tn - 1,

здесь к_sф, к_tф – эффективный коэффициент от формы;

к_sф= 3,3 к_tф=2,3 [8, с. 270]

к_sп, к_tп – эффективны коэффициент от поверхности;

к_sп= 1 к_tп= 1 [8, с. 270]

к_s= 3,3+1-1=3,3 к_t= 2,3+1-1=2,3

к_d – масштабный фактор;

к_ds= 0,77 к_dt= 0,77 [8, с. 270]

к_v – коэффициент поверхностного упрочнения;

к_v= 1 [8, с. 270]

y_s, y_t – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

y_s= 0,1 y_t= 0,05[8, с. 270]

s_а, t_а – амплитудные напряжений при изгибе и кручении;

s_m, t_m – средние напряжения циклов при изгибе и кручении.

Условимся, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому, тогда:

s_m=0

s_а=s_и=M_2*10³/W_и,

здесь M₂=93,27 Н_*м – суммарный изгибающий момент в проверяемом сечении;

W_и – момент сопротивления сечения изгибу;

W_и=p_*d_п1³/32= 3,14_*30³/32=2649,4 мм³

s_а=s_и= 93,27_*10³/2649,4=35,2 ,МПа

t_а=t_m=t_кр/2=Т_1*10³/2_*W_к,

здесь t_кр – расчетное напряжение на кручения в рассматриваемом сечении;

Т₁=51,287 Н_*м– передаваемый валом вращающий момент;

W_к – момент сопротивления сечения кручению;

W_к =p_*d_п1³/16= 3,14_*30³/16=5298,75 мм³

t_а=t_m=t_кр/2= 51,287_*10³/2_*5298,75=4,84 ,МПа

11.1.2 Расчет вала на статическую прочность

Условие прочности:

где S_T, [S_T] – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности по текучести;

[S_T]=1,2…1,8

к_n=T_max/T_H=2,5 – коэффициент перегрузки;

s_экв – эквивалентное напряжение в проверяемом сечении;

здесь s_а=s_и=М_2*10³/W_и,=93,27_*10³/2649,4=35,2 ,МПа – напряжение изгиба в проверяемом сечении (см. 12.1.1);

t_кр=Т_1*10³/W_к=51,287_*10³/5298,75=9,7 ,МПа – напряжение кручения в проверяемом сечении;

,МПа

11.2 Промежуточный вал.

Сталь 40ХН, термообработка – улучшение НВ269…302 ( ),

σ_в=900 МПа, σ_Т=750 МПа.

Проверяемое сечение 6 – 6 под колесом d_к2=60 мм.

Концентрация напряжений обусловлена нарезкой шестерни на вал.

11.2.1 Расчет вала на сопротивление усталости

Условие прочности:

где S, [S] – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности;

[S]=1,5…4; [8, с. 270]

S_s, S_t – коэффициент запаса прочности при изгибе и кручении;

здесь s­­_-1 – предел выносливости при изгибе;

s­­_-1=0,45_*s_в= 0,45_*900=405 МПа

­­t_-1 – предел выносливости при кручении;

t_-1=0,25_*s_в= 0,25_*900=225 МПа

к_s, к_t – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

к_s=к_sф+к_sn - 1 к_t=к_tф+к_tn - 1,

здесь к_sф, к_tф – эффективный коэффициент от формы;

к_sф= 2 к_tф=1,7 [8, с. 270]

к_sп, к_tп – эффективны коэффициент от поверхности;

к_sп= 1,1 к_tп= 1,1 [8, с. 270]

к_s= 2+1,1-1=2,1 к_t= 1,7+1,1-1=1,8

к_d – масштабный фактор;

к_ds= 0,68 к_dt= 0,68 [8, с. 270]

к_v – коэффициент поверхностного упрочнения;

к_v= 1 [8, с. 270]

y_s, y_t – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

y_s= 0,1 y_t= 0,05[8, с. 270]

s_а, t_а – амплитудные напряжений при изгибе и кручении;

s_m, t_m – средние напряжения циклов при изгибе и кручении.

Условимся, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому, тогда:

s_m=0

s_а=s_и=M_6*10³/W_{и нетто},

здесь M₆=142,6 Н_*м – суммарный изгибающий момент в проверяемом сечении;

W_{и нетто} – момент сопротивления сечения изгибу;

здесь b=12 мм, t₁=5 мм

мм³

s_а=s_и=142,6_*10³/19682,5=7,25 ,МПа

t_а=t_m=t_кр/2=Т_2*10³/2_*W_{к нетто},

здесь t_кр – расчетное напряжение на кручения в рассматриваемом сечении;

Т₂=155,31 Н_*м– передаваемый валом вращающий момент;

W_к – момент сопротивления сечения кручению;

t_а=t_m=t_кр/2= 155,31_*10³/2_*40877,5=1,9 ,МПа

11.2.2 Расчет вала на статическую прочность

Условие прочности:

где S_T, [S_T] – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности по текучести;

[S_T]=1,2…1,8

к_n=T_max/T_H=2,5 – коэффициент перегрузки;

s_экв – эквивалентное напряжение в проверяемом сечении;

здесь s_а=s_и=М_6*10³/W_{и нетто},=142,6_*10³/19682,5=7,25 ,МПа – напряжение изгиба в проверяемом сечении (см. 12.1.1);

t_кр=Т_2*10³/W_{к нетто}=155,31_*10³/40877,5=3,8 ,МПа – напряжение кручения в проверяемом сечении;

,МПа

11.3 Ведомый вал

Материал Сталь 45 , термообработка – улучшение, МПа, МПа.

Проверяемое сечение 10 – 10 под колесом d_к3=60 мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

11.3.1 Расчет вала на сопротивление усталости

Условие прочности:

где S, [S] – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности;

[S]=1,5…4; [8, с. 270]

S_s, S_t – коэффициент запаса прочности при изгибе и кручении;

здесь s­­_-1 – предел выносливости при изгибе;

s­­_-1=0,45_*s_в= 0,45_*780=351 МПа

­­t_-1 – предел выносливости при кручении;

t_-1=0,25_*s_в= 0,25_*780=195 МПа

к_s, к_t – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

к_s=к_sф+к_sn - 1 к_t=к_tф+к_tn - 1,

здесь к_sф, к_tф – эффективный коэффициент от формы;

к_sф= 1,75 к_tф=1,5 [8, с. 270]

к_sп, к_tп – эффективны коэффициент от поверхности;

к_sп= 1,1 к_tп= 1,1 [8, с. 270]

к_s= 1,85 к_t= 1,6

к_d – масштабный фактор;

к_ds= 0,8 к_dt= 0,68 [8, с. 270]

к_v – коэффициент поверхностного упрочнения;

к_v= 1 [8, с. 270]

y_s, y_t – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

y_s= 0,1 y_t= 0,05[8, с. 270]

s_а, t_а – амплитудные напряжений при изгибе и кручении;

s_m, t_m – средние напряжения циклов при изгибе и кручении.

Условимся, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому, тогда:

s_m=0

s_а=s_и=M_10*10³/W_{и нетто},

здесь M₁₀=160,8 Н_*м – суммарный изгибающий момент в проверяемом сечении;

W_{и нетто} – момент сопротивления сечения изгибу;

здесь b=18 мм, t₁=7 мм

мм³

s_а=s_и= 160,8_*10³/18245,55=8,8 ,МПа

t_а=t_m=t_кр/2=Т_3*10³/2_*W_{к нетто},

здесь t_кр – расчетное напряжение на кручения в рассматриваемом сечении;

Т₃=602,5 Н_*м– передаваемый валом вращающий момент;

W_к – момент сопротивления сечения кручению;

мм³

t_а=t_m=t_кр/2= 602,5_*10³/2_*39440,55=15,3 ,МПа

11.3.2 Расчет вала на статическую прочность

Условие прочности:

где S_T, [S_T] – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности по текучести;

[S_T]=1,2…1,8

к_n=T_max/T_H=2,5 – коэффициент перегрузки;

s_экв – эквивалентное напряжение в проверяемом сечении;

здесь s_а=s_и=М_10*10³/W_{и нетто},=160,8_*10³/18245,55=8,8 ,МПа – напряжение изгиба в проверяемом сечении (см. 12.1.1);

t_кр=Т_3*10³/W_{к нетто}=602,5_*10³/39440,55=15,3 ,МПа – напряжение кручения в проверяемом сечении;

,МПа

12. Посадки зубчатых колес, шестерни, подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в [7, с.263] и ГОСТ 25347-82.

Посадка зубчатых колес на валы .

Посадка муфт на валы .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по H7.

Посадка стакана .

Посадка распорных втулок .

Посадка распорных колец .

Посадка мазеудерживающих колец .

Отклонение вала под уплотнение f9.

13. Выбор смазочного материала и способа смазки

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

При вращении масло захватывается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса и стекает вниз. Внутри корпуса образуется масляный туман, который покрывает расположенные внутри корпуса детали.

Требуемая вязкость масла 28_*10^-6м²/с; определяется в зависимости от контактного напряжения s_нср=(s_{н конич}+s_{н цилиндр})/2=(509+343)/2=426 ,МПа и окружной скорости

V_ср=(V_конич + V_{цилиндр})/2=(2,52+1,584)/2=2,052 м/с. По величине вязкости назначается сорт масла «Индустриальное И-100А» [7, с.253].

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по [7, с.203]. Назначаем мазь «Солидол-УС2». Для отделения подшипникового узла от общей смазочной системы применяют мазеудерживающие кольца.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100⁰С, между подшипниками устанавливается распорная втулка.

В промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники предварительно нагретые в масле.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники предварительно нагретые в масле.

Для регулировки зазоров подшипников, а также зацепления применяют наборы металлических прокладок. Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения стакана, в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора, это перемещение осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливают под фланцы стаканов. Регулирование зазоров подшипников ведущего и ведомого валов осуществляется набором металлических прокладок устанавливаемых под фланцы подшипниковых крышек.

Перед сборкой в подшипниковые камеры подшипников закладывают пластичную смазку.

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.

Перед постановкой сквозных подшипниковых крышек в проточки закладывают войлочное уплотнение пропитанное горячим маслом.

Крепят подшипниковые крышки к корпусу, установив под фланцы набор металлических прокладок.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников.

Далее на конец ведущего и ведомого валов шпоночную канавку закладывают шпонку, с помощью которых крепятся полумуфта.

После этого ввертываем пробку маслоспускного отверстия и устанавливают жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Перечень используемой литературы

1.Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания. «Кинематический расчет привода». - Орск, 2002.

2. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания. «Расчет закрытой конической
передачи». - Орск, 2002.

3. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания. «Расчет закрытой цилиндрической передачи». - Орск, 2002.

4. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания. «Конструктивные размеры элементов передач и элементов корпуса редуктора». - Орск, 2003.

5. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания. «Компановка редуктора». - Орск, 2002.

6. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания. «Муфты». - Орск, 2002.

7. Чернавский С.А., «Курсовое проектирование» М.: «Машиностроение», 1984

8. Гузенков П.Г. «Детали машин» М.: «Высшая школа», 1992

9. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991.

10.Решетов Д.Н, « Детали машин» М.: «Машиностроение», 1989

11.Иванов М.Н., «Курсовое проектирование по деталям машин» М.: «Высшая школа», 1981