Содержаниекурсового проекта
1. Введение
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
2.2 Определение передаточного числапривода и его ступеней
2.3 Определение силовых икинематических параметров привода
3. Расчет червячной передачи
3.1 Выбор материала червячного колеса
3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
3.3 Проектный расчёт червячной передачи
3.4 Проверочный расчёт червячной передачи
3.5 Расчет червячной передачи на нагрев
4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
5. Конструирование корпуса и крышки редуктора
6. Проверочный расчет шпонок
6.1 Быстроходный вал
6.2 Тихоходный вал
7. Проверочный расчет быстроходного вала;
8. Подбор подшипников качения быстроходного вала;
9. Подбор и расчет муфты;
10. Выбор смазочных материалов;
11. Список использованной литературы.
1.Введение
В данном курсовом проектеспроектирован одноступенчатый червячный редуктор привода междуэтажногоподъемника.
Редуктором называютмеханизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в видеотдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валурабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора,открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора –уменьшение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомоговала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаютэлементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редукторпроектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке(моменту на выходном валу) и передаточному числу без указанию конкретногоназначения. Редуктор классифицируют по следующим основным признакам: типупередачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые,двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические,коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов впространстве (горизонтально, вертикально); особенностям кинематической схемы(развернутая, соостная и т.д.).
Как горизонтальные, так ивертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевроннымизубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными стальными.
При серийном производствецелесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках каченияили скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.
Максимальное передаточноечисло одноступенчатого червячного редуктора по ГОСТ 2185-66 umax = 80. Высота одноступенчатогоредуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чемдвухступенчатого с тем же значением u. Поэтому практически редукторы с передаточнымичислами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u ≤ 63.
Выбор горизонтальной иливертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общейкомпоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего валаприводимой в движение машины и т.д.).
В одноступенчатомчервячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка ичервячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, авал-червяк является быстроходным валом. В качестве опор валов используются какправило, подшипники качения. Установка передачи в отдельном корпусе гарантируетточность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а так жезащиту от попадания в нее пыли и грязи.
Сборку редукторапроизводят в следующем порядке:
Перед сборкой внутреннююполость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборкуредуктора производят в соответствии со сборочным чертежом (или чертежом общеговида).
Начинают сборку с того,что на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца и подшипники качения,предварительно нагрев их в масле до 80…100/>С.
Собранный быстроходныйвал-червяк укладывают в основании корпуса. В начале сборки тихоходного валазакладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала. Затем надеваютраспорную втулку и устанавливают подшипники качения. Вал укладывают в основаниекорпуса и надевают крышку редуктора, для центровки ее устанавливают с помощьюдвух конических штифтов и затягивают болты. Сопрягаемые поверхности корпуса икрышки редуктора предварительно смазывают спиртовым лаком.
Далее в сквозные крышкиподшипников вставляют манжеты. Глухие и сквозные привёртные крышки подшипниковвместе с набором прокладок устанавливают на торцах корпуса при помощи болтов.
Перед началом работы вредуктор заливают масло выше уровня нормы на 5…15 мм.
Перед эксплуатациейредуктор должен быть обкатан по условиям завода-изготовителя.
Разборку редукторапроизводят так же, как и сборку, но в обратной оследовательности.
2. Выбордвигателя и кинематический расчёт привода
2.1 Определение мощности и частотывращения двигателя
Определяем требуемуюмощность рабочей машины:
Ррм = Fv,
где F – тяговое усилие цепи, кН;
v – линейная скорость грузовой цепи,м/с.
Ррм = 4×0,5 = 2,0 кВт.
Определимобщий КПД привода
h= hзпhопhмh2пкhпс,
где hзп – КПД закрытой передачи;hоп – КПД открытой передачи; hм – КПД муфты; hпк – КПД одной парыподшипников качения; hпс – КПД одной пары подшипников скольжения (наприводном валу рабочей машины).
h= 0,8×0,92×0,98×0,992×0,985 = 0,696.
Определяемтребуемую мощность двигателя:
Рдв.треб = Ррм/h = 2,0/0,696 = 2,87 кВт.
По [1,таблица К9] выбираем двигатель 4АМ100S4У3 с номинальной мощностью Рном=3кВт и номинальной частотой вращения nном = 1435об/мин.
2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
Определимчастоту вращения приводного вала рабочей машины:
nрм = 60×1000v/(D),
где v – линейная скорость грузовой цепи,м/с;
D – диаметр звездочки, мм.
nрм = 60×1000×0,5/(330×3,14) = 29,0 об/мин.
Определяемпередаточное число привода:
u = nном/nрм = 1435/29,0 = 49,56.
Определимпередаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора uзп = 20:
uоп = u/uзп = 49,56/20 = 2,48.
2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Всоответствии с заданной последовательностью соединения элементов привода покинематической смене используем следующие формулы для вычисления мощности,частоты вращения, угловой скорости и вращающих моментов на валах привода:
Валдвигателя:
nдв = nном = 1435об/мин;
wдв = pnдв/30 = 3,14×1435/30 = 150,2 рад/с;
Pдв = 2,87 кВт;
Тдв = Рдв/wдв = 2,87×1000/150,2 = 19,1 Н×м.
Быстроходныйвал:
n1 = nдв = 1435об/мин;
w1 = wдв = 150,2 рад/с;
Р1 = Рдвhмhпк = 2,87×0,98×0,99 = 2,79 кВт;
Т1 = Тдвhмhпк = 19,1×0,98×0,99 = 18,6 Н×м.
Тихоходныйвал:
n2 = n1/uзп = 1435/20 = 71,75 об/мин;
w2 = w1/uзп = 150,2/20 = 7,51 рад/с;
Р2 = Р1hзпhпк = 2,79×0,8×0,99 = 2,21 кВт;
Т2 = Т1uзпhзпhпк = 18,6×20×0,8×0,99 = 294 Н×м.
Валприводной рабочей машины:
nрм = n2/uоп = 71,75/2,48 = 28,95 об/мин;
wрм = w2/uоп = 7,51/2,48 = 3,03 рад/с;
Ррм = Р2hопhпс = 2,21×0,92×0,985 = 2,0 кВт;
Трм = Т2uопhопhпс = 294×2,48×0,92×0,985 = 660 Н×м.
Таблица 1 –Силовые и кинематические параметры привода
/>
3. Расчетчервячной передачи
3.1 Выборматериала червячного колеса
Определим скоростьскольжения:
/>4,3×7,51×20×(294)1/3/1000 = 4,29 м/с.
По [1, таблица 3.5]выбираем из группы I материал БрО10Ф1, полученный способом литья в кокиль, sв = 275 Н/мм2, sт = 200 Н/мм2.
3.2Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
Допускаемые напряжениядля червячного колеса определяем по формулам из [1, таблица 3.6].
Наработка за весь срокслужбы:
N = 573w2Lh = 573×7,51×20000 = 86064600.
Коэффициент долговечностипри расчете на контактную прочность:
KHL = (107/N)1/8 = (107/86064600)1/8= 0,76.
Определяем допускаемыеконтактные напряжения:
[s]Н = 0,9KHLCvsв = 0,9×0,76×1×275 = 189,1 Н/мм2,
где Cv – коэффициент, учитывающий износ материала[1, С.55].
Так как червякрасполагается в масляной ванне, то полученное значение допускаемого напряженияне изменяем, т.е. [s]Н = 189,1 Н/мм2.
Коэффициент долговечностипри расчете на контактную прочность:
KFL = (106/N)1/9 = (106/86064600)1/9= 0,61.
Определяем допускаемыенапряжения изгиба:
[s]F = (0,08sв + 0,25sт)KFL = (0,08×275 + 0,25×200)×0,61 = 43,9 Н/мм2.
3.3Проектный расчёт червячной передачи
Определяем межосевоерасстояние:
aw = 61(Т2×103/[s]2Н)1/3= 61×(294×103/189,12)1/3= 123,11 мм.
Полученное значениеокругляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояниядля червячной передачи aw = 125 мм.
Число витков червяка z1 = 2. Число зубьев колеса z2 = z1u = 2×20 = 40. Округляем до целого числа z2 = 40.
Определим модульзацепления
m = (1,5…1,7)aw/z2 = (1,5…1,7)×125/40 = 4,69…5,31 мм,
округляем в большуюсторону до стандартного значения m = 5 мм.
Определяем коэффициентдиаметра червяка:
q = (0,212…0,25)z2 = (0,212…0,25)×40 = 8,48…10,00;
округляем в большуюсторону до стандартного значения q = 10.
Коэффициент смещенияинструмента
х = (aw/m) – 0,5(q + z2) = 0,00.
Определим фактическоепередаточное число и проверим его отклонение от заданного:
uф = z2/z1 = 40/2 = 20,00;
/>(|20,00 – 20|/20)×100% = 0,00
Определим фактическоезначение межосевого расстояния
aw = 0,5m(q+ z2 + 2x)= 0,5×5×(10 + 40 + 2×0,00) = 125,00 мм.
Вычисляем основныегеометрические размеры червяка:
делительный диаметр
d1 = qm= 10×5 = 50,0 мм;
начальный диаметр
dw1 = m(q + 2x) = 5×(10 + 2×0,00) = 50,0 мм;
диаметр вершин витков
da1 = d1 + 2m = 50,0 + 2×5 = 60,0 мм;
диаметр впадин витков
df1 = d1 – 2,4m = 50,0 – 2,4×5 = 38,0 мм;
делительный угол подъемалинии витков
g = arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31°;
длина нарезаемой частичервяка
b1 = (10 + 5,5|x| + z1)m + C = (10 + 5,5|0,00| + 2)×5 + 0 = 60,0 мм,
округляем до значения изряда нормальных размеров b1 = 60 мм.
Основные геометрическиеразмеры венца червячного колеса:
делительный диаметр
d2 =dw2 = mz2 = 5×40 = 200,0 мм;
диаметр вершин зубьев
da2 = d2 + 2m(1 + x) = 200,0 + 2×5×(1 + 0,00) = 210,0 мм;
наибольший диаметр колеса
daм2 ≤ da2 + 6m/(z1 + 2) = 210,0 + 6×5/(2 + 2) = 217,5 мм;
диаметр впадин зубьев
df2 = d2 – 2m(1,2 – x) = 200,0 – 2×5×(1,2 – 0,00) = 188,0 мм;
ширина венца
b2 = 0,355aw = 0,355×125,00 = 44,4 мм,
округляем до значения изряда нормальных размеров b2 = 45 мм;
условный угол обхватачервяка венцом колеса
2d = 2×arcsin(b2/(da1– 0,5m)) = 2×arcsin(45/(60,0 – 0,5×5)) = 103°.
Определим силы взацеплении
окружная сила на колесе,равная осевой силе на червяке
Ft2 = Fa1= 2000T2/d2 = 2000×294/200,0 = 2940 Н;
окружная сила на червяке,равная осевой силе на колесе
Ft1 = Fa2= 2000T2/(uфd1) = 2000×294/(20,00×50,0) = 588 Н;
радиальная сила,раздвигающая червяк и колесо
Fr = Ft2tg20° = 2940×0,364 =1070 Н.
3.4Проверочный расчёт червячной передачи
Фактическая скоростьскольжения
vS = uфw2d1/(2cosg×103) = 20,00×7,51×50,0/(2×cos11,31°×103) = 3,83 м/с.
Определим коэффициентполезного действия передачи
h = tgg/tg(g + j) = tg11,31°/tg(11,31 + 2)° = 0,85,
где j – угол трения, зависящий отфактической скорости скольжения, град [1, таблица 4.9].
Проверим контактныенапряжения зубьев колеса
/>
где K – коэффициент нагрузки;
[s]Н – допускаемоеконтактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скоростискольжения, Н/мм2 [1, таблица 3.6]
sH = 340×(2940×1/(50,0×200,0))1/2 = 184,4 ≤198,6 Н/мм2.
Полученное значениеконтактного напряжения меньше допустимого на 7,2%, условие выполнено. Проверимнапряжения изгиба зубьев колеса
sF = 0,7YF2Ft2K/(b2m) ≤ [s]F,
где YF2 – коэффициент формы зуба колеса, который определяетсяпо [1, таблица 4.10] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:
zv2 = z2/cos3g = 40/cos311,31° = 42,
тогда напряжения изгибаравны
sF = 0,7×1,53×2940×1/(45×5) = 14,0 ≤ 43,9 Н/мм2,
условие выполнено.
3.5 Расчетчервячной передачи на нагрев
Определяем площадьповерхности охлаждения корпуса редуктора:
А » 12,0aw1,7 = 12,0×0,1251,7= 0,35 м2,
Где aw – межосевое расстояние червячнойпередачи, м.
Температура нагрева маслав масляной ванне редуктора:
/>
где h – КПД червячной передачи;
P1 – мощность на червяке, кВт;
KT – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2×°С);
y – коэффициент, учитывающий отводтепла от корпуса редуктора в металлическую раму;
t0= 20 °С – температура окружающего воздуха;
[t]раб = 95 °С – максимально допустимаятемпература нагрева масла в масляной ванне редуктора, °С.
tраб = 1000×(1 – 0,85)×2,79/(17×0,35×(1 + 0,3)) = 75,8 °С.
4.Предварительный расчет валов и выбор подшипников
Быстроходный вал (вал-червяк):
d1 = (0,8…1,2)×dдв = (0,8…1,2)×28 = 22,4…33,6 мм,
где dдв – диаметр выходного конца валаротора двигателя, мм.
Из полученного интервалапринимаем стандартное значение d1= 25 мм. Длина ступени под полумуфту:
l1 = (1,0…1,5)d1 = (1,0…1,5)×25 = 25…37,5 мм,
принимаем l1 = 40 мм.
Размеры остальныхступеней:
d2 = d1 + 2t = 25 + 2×2,2 = 29,4 мм, принимаем d2 = 30 мм;
l2 » 1,5d2 = 1,5×30 = 45 мм, принимаем l2 = 45 мм;
d3 = d2 + 3,2r = 30 + 3,2×2 = 36,4 мм, принимаем d3 = 37 мм;
d4 = d2.
Тихоходный вал (валколеса):
/>(294×103/(0,2×35))1/3 = 34,76 мм, принимаем d1 = 35 мм;
l1 = (0,8…1,5)d1 = (0,8…1,5)×35 = 28…52,5 мм, принимаем l1 = 50 мм;
d2 = d1 + 2t = 35 + 2×2,5 = 40 мм, принимаем d2 = 40 мм;
l2 » 1,25d2 = 1,25×40 = 50 мм, принимаем l2 = 50 мм;
d3 = d2 + 3,2r = 40 + 3,2×2,5 = 48 мм, принимаем d3 = 48 мм;
d4 = d2;
d5 = d3 + 3f = 48 + 3×1,2 = 51,6 мм, принимаем d5 = 53 мм;
Предварительно назначаемроликовые конические однорядные подшипники легкой серии:
для быстроходного вала: 7206A;
для тихоходного: 7208A.
5.Конструирование корпуса редуктора
Определим толщину стенкикорпуса
d = 1,2 Т1/4 = 1,2∙(294)1/4 = 4,97³ 6 мм,
где Т = 294 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу.
Принимаем d = 6 мм.
Зазор между внутреннимистенками корпуса и деталями
а = (L)1/3 + 3 = 2641/3+ 3 = 9 мм.
Расстояние между дном корпусаи поверхностью колеса b0 » 4a= 36 мм.
Диаметры приливов дляподшипниковых гнезд:
вал 1:
для привертной крышки DП=Dф + 6 = 87 + 6 = 93 мм.
вал 2:
для закладной крышки D'П= 1,25D + 10 = 1,25∙80 + 10 = 110 мм,
где D – диаметротверстия под подшипник, Dф – диаметр фланца крышкиподшипника.
Диаметры винтовпривертных крышек подшипника: d1 = 6 мм;
Число винтов: z1= 4.
Диаметр винтов креплениякрышки к корпусу находим по формуле
d = 1,25(Т)1/3 =1,25∙(294)1/3 = 8,31 ≥ 10 мм,
где Т – момент натихоходном валу редуктора. Принимаем d = 10 мм.
Размеры конструктивныхэлементов крепления крышки редуктора к корпусу (для болтов):
ширина фланца крышкикорпуса K = 2,35d = 23,5 мм,
расстояние от торцафланца до центра болта С = 1,1d = 11,0 мм.
диаметр канавки подшайбочку D » 2d= 20 мм.
высота прилива в корпусе h= 2,5d = 25 мм.
Для винтов: K1= 2,1d = 21,0 мм, С1 = 1,05d = 10,5 мм.
Высоту прилива в крышкепод стягивающий болт (винт) определяем графически, исходя из условия размещенияголовки болта (винта) на плоской опорной поверхности вне кольцевого прилива подподшипник большего диаметра. Диаметр штифта dшт = 0,75d = 8 мм.
Диаметр винта крепленияредуктора к раме dф = 1,25d = 14 мм, количество винтов z = 4. Высота ниши h0= 2,5(dф+ d) = 50 мм, длина опорной поверхности в месте крепления редуктора к раме l = 2,4dф+ d = 40 мм, высота прилива под винт h = 1,5dф = 21 мм, расстояние от боковой поверхности корпуса до центра винта с = 1,1dф = 15 мм.
Размеры проушины в видеребра с отверстием: толщина ребра s = 2,5d = 15 мм, диаметр отверстия d = 3d = 18 мм, радиус проушины R = d. Размеры проушины, выполненной в виде сквозного отверстияв крышке: сечение (b ´ b) отверстия b = 3d = 18 мм, радиус дуги из вершины крышки для определения границы отверстия а = 1,7d = 10 мм.
6.Проверочный расчет шпонок
6.1Быстроходный вал
Шпонка под полумуфтупризматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 8´7, длина 32 мм, диаметр вала d = 25 мм.
Определяем напряжениесмятия
/>,
где T –передаваемый момент, Н∙м;
d – диаметр вала, мм;
lp – рабочая длина шпонки, мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина паза, мм.
sсм = 2∙103∙19/(25∙24∙(7– 4)) = 21 МПа.
Полученное значение непревышает допустимого [s]см= 100 МПа.
6.2Тихоходный вал
Шпонка под червячноеколесо призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 14´9, длина 56 мм, диаметр вала d = 48 мм.
Определяем напряжениесмятия
/>= 2∙103∙294/(48∙42∙(9– 5,5)) = 83 МПа.
Полученное значение непревышает допустимого [s]см= 100 МПа.
Шпонка под звездочкупризматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 10´8, длина 40 мм, диаметр вала d = 35 мм.
Определяем напряжениесмятия
/>= 2∙103∙294/(35∙30∙(8– 5)) = 97 МПа.
Полученное значение непревышает допустимого [s]см= 100 МПа.
7.Проверочный расчет быстроходного вала
/>
Силы, действующие на вал:FtС = 588 Н; FrС = 1070 Н; FaС = 2940 Н; Fм = 50∙Т1/2 = 50∙191/2= 218 Н – консольная сила муфты.
Неизвестные реакции вподшипниках найдем, решая уравнения моментов относительно опор:
SМВ(x) = 0;
SМВ(x) = FaC∙dC/2 – FrC∙lBC + RDy∙(lBC + lCD) = 0;
RDy = (– FaC∙dC/2 + FrC∙lBC)/(lBC+ lCD) = (– 2940∙0,050/2 + 1070∙0,133)/(0,133+ 0,133) = 259 Н.
SМВ(y) = 0;
SМВ(y) = – Fм∙lAB – FtC∙lBC + RDx∙(lBC+ lCD) = 0;
RDx = (Fм∙lAB + FtC∙lBC)/(lBC+ lCD) = (218∙0,072 + 588∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 353Н.
SМD(x) = 0;
SМD(x) = – RВy∙(lBC + lCD) + FaC∙dC/2 + FrС∙lCD= 0;
RВy = (FaC∙dC/2 + FrС∙lCD)/(lBC + lCD) = (2940∙0,050/2 + 1070∙0,133)/(0,133+ 0,133) = 811 Н.
SМD(y) = 0;
SМD(y) = – Fм∙(lАВ + lBC + lCD) – RВx∙(lBC + lCD) + FtC∙lCD = 0;
RВx = (– Fм∙(lАВ + lBC + lCD) + FtC∙lCD)/(lBC + lCD) = (– 218∙(0,072 + 0,133 +0,133) + 588∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 17 Н.
Построение эпюр:
Участок АВ: 0 ≤ z ≤ 0,072;
Mx(z) = 0; Mx(0) = 0 Н∙м; Mx(0,072) = 0 Н∙м.
My(z) = Fоп∙z; My(0)= 0 Н∙м; My(0,072) = 218∙0,072= -16 Н∙м.
T = -19 Н∙м на всем участке.
MS(0) = (М2х+ М2у)1/2.
MS(0) = 0 Н∙м; MS(0,072) = (02 + -162)1/2= 16 Н∙м.
Участок ВС: 0 ≤ z ≤ 0,133;
Mx(z) = – RВy∙z;Mx(0) = 0 Н∙м;Mx(0,133) = – 811∙0,133 = -108 Н∙м.
My(z) = Fоп∙(lAB + z)– RВх∙z;
My(0) = 218∙0,072 = -16 Н∙м;
My(0,133) = 218∙(0,072 + 0,133) –17∙0,133 = -47 Н∙м.
T = -19 Н∙м на всем участке.
MS(0) = (02 + -162)1/2= 16 Н∙м; MS(0,133) = (-1082 + -472)1/2= 118 Н∙м.
Участок CD: 0 ≤ z ≤ 0,133;
Mx(z) = – RВy∙(lBC + z)+ FaC∙dC/2 + FrС∙z;
Mx(0) = – 811∙0,133 + 2940∙0,050/2= -34 Н∙м;
Mx(0,133) = – 811∙(0,133 + 0,133)+ 2940∙0,050/2 + 1070∙0,133 = 0 Н∙м.
My(z) = Fоп∙(lAB + lBC + z) – RBх∙(lBC+ z) + FtC∙z;
My(0) = 218∙(0,072 + 0,133) – 17∙0,133= -47 Н∙м;
My(0,133) = 218∙(0,072 + 0,133 +0,133) – 17∙(0,133 + 0,133) + 588∙0,133 = 0 Н∙м.
T = 0 Н∙м на всем участке.
MS(0) = (-342 + -472)1/2= 58 Н∙м; MS(0,133) = 0 Н∙м.
Проверим сечение Вна запас прочности. Концентратор напряжений – переход с галтелью. Коэффициентзапаса прочности:
/>
где Ss – коэффициент запаса прочности понормальным напряжениям;
St – коэффициент запаса прочности покасательным напряжениям.
/>
где s-1 – предел выносливости стали присимметричном цикле изгиба, МПа;
ks – эффективный коэффициентконцентрации нормальных напряжений;
es – масштабный фактор для нормальныхнапряжений;
b – коэффициент, учитывающий влияниешероховатости поверхности;
sa – амплитуда цикла нормальныхнапряжений равная суммарному напряжению изгиба sи в рассматриваемом сечении;
ys – коэффициент, зависящий от маркистали;
sm – среднее напряжение цикланормальных напряжений.
sa = sи = 103М/W,
где М – суммарныйизгибающий момент в сечении, Н∙м;
W – момент сопротивления сечения приизгибе, мм3.
W = pd3/32 = 3,14∙303/32 = 2649 мм3,
sa = sи = 103∙16/2649 = 5,92 МПа,
sm = 4Fa/(pd2) = 4∙2940/(3,14∙302) = 4161МПа.
Ss = 410/(1,9∙5,92/(0,73∙0,94)+ 0,27∙4161) = 2,36.
/>
где t-1 – предел выносливости стали присимметричном цикле кручения, МПа;
kt – эффективный коэффициентконцентрации касательных напряжений;
et – масштабный фактор для касательныхнапряжений;
ta – амплитуда цикла касательныхнапряжений;
yt – коэффициент, зависящий от маркистали;
tm – среднее напряжение циклакасательных напряжений.
ta = tm = 0,5∙103T/Wк,
где Т – крутящиймомент в сечении, Н∙м;
Wк – момент сопротивления сечения при кручении, мм3.
Wк = pd3/16 = 3,14∙303/16= 5299 мм3,
ta = tm = 0,5∙103∙19/5299= 1,79 МПа.
St = 240/(1,74∙1,79/(0,73∙0,94)+ 0,1∙1,79) = 50,79.
S = 2,36∙50,79/(2,362+ 50,792)1/2 = 2,36.
Полученное значениенаходится в допускаемом интервале 1,5 – 2,5.
Проверим сечение Сна запас прочности. Концентратор напряжений – переход с галтелью. Коэффициентзапаса прочности:
/>
где Ss – коэффициент запаса прочности понормальным напряжениям;
St – коэффициент запаса прочности покасательным напряжениям.
/>
где s-1 – предел выносливости стали присимметричном цикле изгиба, МПа; ks – эффективный коэффициентконцентрации нормальных напряжений; es – масштабный фактор для нормальных напряжений; b – коэффициент, учитывающий влияниешероховатости поверхности; sa – амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарномунапряжению изгиба sи врассматриваемом сечении; ys – коэффициент, зависящий от марки стали; sm – среднее напряжение цикланормальных напряжений.
sa = sи = 103М/W,
где М – суммарныйизгибающий момент в сечении, Н∙м;
W – момент сопротивления сечения приизгибе, мм3.
W = pd3/32 = 3,14∙363/32 = 4578 мм3,
sa = sи = 103∙118/4578 = 25,77 МПа,
sm = 4Fa/(pd2) = 4∙2940/(3,14∙362) = 2890МПа.
Ss = 410/(1,9∙25,77/(0,73∙0,94)+ 0,27∙2890) = 2,47.
/>
где t-1 – предел выносливости стали присимметричном цикле кручения, МПа; kt – эффективный коэффициентконцентрации касательных напряжений; et – масштабный фактор для касательных напряжений; ta – амплитуда цикла касательныхнапряжений; yt – коэффициент,зависящий от марки стали; tm – среднее напряжение цикла касательных напряжений.
ta = tm = 0,5∙103T/Wк,
где Т – крутящиймомент в сечении, Н∙м;
Wк – момент сопротивления сечения при кручении, мм3.
Wк = pd3/16 = 3,14∙363/16= 9156 мм3,
ta = tm = 0,5∙103∙19/9156= 1,04 МПа.
St = 240/(1,74∙1,04/(0,73∙0,94)+ 0,1∙1,04) = 87,76.
S = 2,47∙87,76/(2,472+ 87,762)1/2 = 2,47.
Полученное значениенаходится в допускаемом интервале 1,5 – 2,5.
8. Подборподшипников качения быстроходного вала
Силы, действующие наподшипники:
FrBmax = (R2Вx + R2Вy)1/2 = (172 +8112)1/2 = 811 Н,
FrDmax = (R2Dx + R2Dy)1/2 = (3532 +2592)1/2 = 438 Н,
Famax = 2940 Н.
Для типового режиманагружения 1 коэффициент эквивалентности KE = 0,8. Тогдаэквивалентные нагрузки равны:
FrВ = KEFrВmax = 0,8∙811 = 649 Н,
FrD = KEFrDmax = 0,8∙438 = 350 Н,
FaВ = KEFamax = 0,8∙2940 = 2352 Н.
Для принятых подшипниковнаходим: Cr = 38 кH, C0r = 25,5 кН, X = 0,4, Y = 1,6, e = 0,37.
Минимально необходимыеосевые силы для нормальной работы роликовых подшипников:
FaBmin = 0,83eFrB= 0,83∙0,37∙649 = 649 H,
FaDmin = 0,83eFrD= 0,83∙0,37∙350 = 108 H.
Определим осевыенагрузки, действующие на подшипники:
FaB = FaDmin+ Fa = 108 + 2352 = 2460 H,
FaD = FaDmin= 108 H.
Отношение FaВ/(VFrВ) = 2460/(1∙649) = 3,79, чтобольше e. Окончательно принимаем X = 0,4, Y = 1,6.
Эквивалентнаядинамическая радиальная нагрузка (для опоры В):
PrВ = (VXFrВ + YFaВ)KбKТ,
где Kб – коэффициент безопасности;
KТ – температурный коэффициент.
PrВ = (1∙0,4∙649 + 1,6∙2460)∙0,8∙1 = 3356 Н.
Расчетныйскорректированный ресурс подшипника при a1 = 1, a23= 0,7 (обычные условия применения), k = 3,33 (роликовый подшипник):
L10ah = a1a23(Cr/PrВ)k ×106/(60n)= 1∙0,7∙(38000/3356)3,33∙106/(60∙1435)= 26292 ч,
L10ah > Lh.
Расчетная динамическая грузоподъемность(для опоры B):
Сrр = PrВ×(573w×Lh/106)1/3 = 3356×(573×150,20×20000/106)1/3,33= 31444 Н,
Crp Cr.
Подшипник пригоден.
9. Подбори проверочный расчет муфты
Для соединениябыстроходного вала с валом электродвигателя принимаем упругую втулочно-пальцевуюмуфту. Определяем расчетный момент:
Мрасч = K∙ТБ = 1,3∙19,1 = 24,83 Н∙м,
где K – коэффициент режима работы ихарактера нагрузки,
ТБ – вращающий момент на быстроходном валу, Н∙м.
По ГОСТ 21424-75 выбираеммуфту с ближайшим большим передаваемым моментом. Размеры муфты: диаметррасположения пальцев D1 = 90 мм, длина муфты L = 105 мм, диаметр пальца dп = 14 мм, длина пальца lп = 64 мм, количество пальцев z = 4, длина резиновой втулки lр.в. = 28 мм.
Проверим пальцы муфты наизгиб:
/>= 90 Н/мм2,
sи = 24,83∙64∙103/(0,1∙143∙90∙4)= 16,09 Н/мм2,
/>.
Проверим резиновые втулкина смятие:
/> = 2 Н/мм2,
sсм = 2∙24,83∙103/(90∙4∙14∙28)= 0,35 Н/мм2,
/>.
Условия выполнены,прочность муфты обеспечена.
10. Выборсмазочных материалов
Смазывание элементовпередач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемоевнутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примернона 10-20 мм.
Принимаем маслоиндустриальное для гидравлических систем без присадок И – Г – А – 46 ГОСТ17479.4 – 87.
Определим количествомасла:
V = (0,4…0,8)∙Рвых= (0,4…0,8)∙2,2 = 0,88…1,76 л.
Примем V = 0,9 л.
Выбираем для подшипниковкачения пластичную смазку Литол – 24 по ГОСТ 21150 – 75. Камеры подшипниковзаполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
11. Списокиспользованной литературы
1. Шейнблит А.Е.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.:Высш. Шк., 1991. – 432 с.: ил.
2. Дунаев П.Ф.,Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. 5-е изд. М.: Высш. шк. 1998– 447 с.
3. Анурьев В.И.Справочник конструктора машиностроителя. В трех томах. Москва: Машиностроение,2001 – 920 с.
4. Куклин Н.Г.,Куклина Г.С., Житков В.К. Детали машин: Учебник для техникумов – М.: Илекса,1999.– 392 с.: ил.
5. Устюгов И.И.Детали машин: Учеб. Пособие для учащихся техникумов.–М.: Высш. школа, 1981.– 399с., ил.