Расчетно-пояснительнаязаписка
к курсовому проекту по конструированию
Дисциплина: «Детали машин»
Тема Курсового проекта
Разработка и конструирования «редуктора»
Содержание
1.Техническое задание на проектирование
2.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
3.Расчет ременной передачи
4.Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач
5.Ориентировочный расчет вала
6.Проектировочный расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
7.Разработка конструкции вала
8.Расчет валов на усталостную прочность
9.Расчет быстроходного вала на жесткость
10.Подбор подшипников
11.Смазочные устройства и утопления
Списоклитературы
1.Техническоезадание на проектирование
Nэ=1,5кВт, nэ=960об/мин, nвых=15,t=10000 часов.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Подборэлектродвигателя
Позаданным значениям Nэ=1,5кВт, nэ=960об/мин, nвых=15об/миниз таблице выбираем двигатель серии АИР 90L6/925.В нашем случае асинхронная частота двигателя не совпадает с частотой, указаннойв задании то мы берем стандартную частоту nэ=925.
Кинематическийрасчет привода
Общеепередаточное число привода определится по формуле:
/>.
Распределим/>между типами и ступенямипередач
uобщ=uрем·uред
Положимuрем=4,тогда />. Из рекомендаций по распределениюпередаточных чисел в двухступенчатом редукторе найдем передаточное числотихоходного вала
/>, тогда />.
Определимчастоты вращения валов
/> об/мин,
/> об/мин,
/> об/мин.
Проверимрасчетные данные по частоте выходы
/>.
Определимвращающие моменты на валах
/> Н·мм;
/> Н·мм;
/> Н·мм;
/> Н·мм.
Полученныеданные сведены в табл. 1
Таблица1
передат. число
u
частота вращения
n об/мин
вращающие моменты
T Н·мм
КПД механизма
/> электродвигатель 925 15486 ремен. передача 4 0,95 быстр. передача 4,48 231,25 58553 0,98 пром. передача 51,62 255786 тихох. передача 3,46 14,92 862983 0,98
3. Расчет ременной передачи
Выбираемпо заданной мощности и частоте вращения, используя номограмму (рис. 1) видсечения ремня О.
/>
Рис.1
Определимдиаметр ведущего шкива
/>.
Выбираем/> из ближайшего стандартного/> мм. Тогда диаметр ведомогошкива определится с учетом проскальзывания /> как
/> /> />мм.
Уточнимпередаточное число ременной передачи и частоту вращения быстроходной передачи
/>;
/> об/мин.
Определиммежосевое расстояние
/> мм
(/> берется из таблицы взависимости от выбранного сечения ремня);
/> мм.
Замежосевое расстояние принимаем промежуточное значение
/> мм.
Расчетнаядлинна ремня
/>.
Округляядо ближайшего стандартного значения />,получаем /> мм. Уточним межосевоерасстояние
/>, где
/>, тогда
/>.
Уголобхвата на малом шкиве
/>
Вычислимокружную скорость ремня
/> м/с /> м/c
Определимпо таблице следующие коэффициенты
/> /> учитывает влияние углаобхвата
/> /> мм/> учитывает влияние длинныремня
/> учитываетвлияние режима работы
/> /> учитывает влияние числаремней
Номинальнаямощность, допускаемая для передачи одним ремнем
/> кВт,
здесь/> кВт номинальная мощность,передаваемая одним клиновым ремнем, определяется по табличным данным табл. 2(лит.: Демидович В.М., Зайденштейн Г.И., Юрьева В.А. Проектирование ременныхпередач на ЭВМ с использованием языка “Бейсик”: Методические указания ккурсовому проектированию по прикладной механике и деталям машин. Казань: КАИ.1987. – 40с.).
Таблица2
Сечение и Lp, мм
d1
i Частота вращения меньшего шкива, об/мин 400 800 950 1200 1450 2200 2400 2800
О
1320 80
1,2
1,5
/>3
0,26
0,27
0,28
0,47
0,49
0,50
0,55
0,56
0,58
0,66
0,68
0,71
0,77
0,80
0,82
1,08
1,11
1,14
1,15
1,18
1,22
1,28
1,32
1,36
/>112
1,2
1,5
/>3
0,42
0,43
0,44
0,76
0,78
0,81
0,88
0,91
0,94
1,07
1,10
1,14
1,25
1,29
1,33
1,72
1,78
1,84
1,84
1,90
1,96
2,04
2,11
2,17
Определимколичество ремней
/>.
Силапредварительного натяжения
/> Н,
где/>– коэффициент, учитывающийвлияние центробежных сил. Для нашего случая /> Н·с2/м2.
Числопробегов определится как
/> с-1/> c-1
Максимальноенапряжение в ремне
/>, где
/>.
Здесь/> кг/м3 –плотность материала ремня, /> Н/мм –модуль упругости.
/> Н/мм2/> Н/мм2
Определимдолговечность ремней
/> ч /> ч.
Здесь/> Н/мм2 – пределвыносливости материала, /> – числошкивов, />, /> – коэффициент, учитывающийразличную величину напряжения изгиба на малом и большом шкиве.
Усилие,действующее на вал от ременной передачи
/> Н.
Основныеразмеры шкива (рис. 2)
/>
Рис.2
Всоответствии с числом ремней z/>=4ширина клинового ремня выбирается по ГОСТ–20889–75 – ГОСТ–20897–75, т.е. M=52мм.
Длиннаступицы может быть определена как
lст=1,5·dбыстр=1,5·30=45мм
Размерыпрофиля канавок шкива для клинового ремня с выбранным сечением “О” приведены втабл. 3
Таблица3
Сечение
ремня
lp
b/>
h
e
f
/>
dp
b/> О 8,5 2,5 7,5
12/>0,3 8 80–100 10,1
Подборматериалов зубчатых колес
Таблица4передача
марка
стали механические свойства после обработки
твердость
поверхн.
после
закалки и
низкого
отпуска
HB
твердость
поверхн.
после
закалки и
низкого
отпуска
HRC
температура
отпуска
/>
временное
сопротивл.
/>, МПа
предел
текучести
/>, МПа быстрох. шестерня 45 1190 1020 350 39 400 колесо 35 970 560 335 38 200 тихоход. шестерня 45 1637 1550 492 51 200 колесо 40Х 1376 1220 417 46 400 представленные выше стали все с объемной закалкой
Допускаемыенапряжения
Допускаемыеконтактные напряжения при расчете зубчатых передач на контактную прочностьопределяются по формуле
/>,
где/> – базовый пределвыносливости поверхности зубьев по контактным напряжениям для пульсирующегоцикла вычислится как />, />. Коэффициент долговечности/> при переменной нагрузкеопределится как />, где базовоечисло />, число циклов нагружения зубьев
/>
Причемдля однородной структуры материала (в данном случае объемная закалка)коэффициент /> ограничивают в пределах 1/>2,6. В случае, когдарасчетная />,будем принимать />=1.
Допускаемыеизгибные напряжения могут быть определены по формуле
/>,
где/> – базовый пределвыносливости материала колеса по изгибным напряжениям для пульсирующего циклаопределится следующим образом
/>,при HB/>350;/>, при HB>350.
/>; />. Коэффициент долговечности/> определится как
/>, при HB/>350;/>, при HB>350,
гдебазовое число />. Число цикловнагрузки
/>,
Где/>, при HB/>350;/>, при HB>350.
Укажемна некоторые ограничения на величину />: 1/>2 при HB/>350;1/>1,6 при HB>350.В случае, когда расчетная />,примем />=1.
Всерасчетные данные занесем в табл. 5
Таблица5 Быстроходная шестерня
Быстроходное
колесо
Тихоходная
шестерня
Тихоходное
колесо
n 231,25 51,62 51,62 14,92
HB 350 335 492 417
HRC 39 38 51 46
/>
5,17·107
1,154·107
1,154·107
3,336·106
/>
3,827·107
3,445·107
8,666·107
5,827·107
/>
0,951/>1 1,2 1,399 1,611
/> 852 834 1068 978
/> 774,545 909,793 1358,677 1432,167
/>
4,489·107
1,002·107
9,541·106
2,758·107
/>
0,668/>1
0,858/>1
0,908/>1 1,042
/> 630 603 600 600
/> 370,588 354,706 352,941 367,829
4. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач
1. Быстроходнаяпередача.
Дляопределения межосевого расстояния прямозубых передач используется формула вида
/> мм.
Здеськоэффициент динамической нагрузки для предварительных расчетов примем />; относительная ширинапередачи из нормального ряда чисел />; допускаемыеконтактные напряжение шестерни />, т.к. ономеньше /> колеса.
Зададимчисло зубьев шестерни />. Определим /> следующим образом />. Округлим /> до ближайшего целого /> />.
Определиммодуль зацепления
/> /> />.
Уточниммежосевое расстояние
/> мм.
Рассчитаемдиаметры а) шестерни и б) колеса
а)/> мм – делительный диаметр
/> мм – диаметрвершин
/> мм – диаметрвпадин
б)/> мм – делительный диаметр
/> мм – диаметрвершин
/> мм – диаметрвпадин.
Определимширину колеса
/> мм,
округляемb2до ближайшего целого /> мм.
Ширинашестерни для компенсации неточностей сборки определится
/> мм.
Окружнаяскорость в зацеплении
/> м/c.
Поданной скорости в соответствии с табличными данными уточним коэффициент />. По значению /> в соответствии с рис. 5определим />,тогда />.
Всоответствии с уточненными данными произведем проверку контактных напряжений
/> Н/мм2,
/>,
недогрузкана 12% за счет увеличения модуля до ближайшего стандартного.
Проверимпрочность зуба на изгиб
/>/>,
где/> – коэффициент, учитывающийформу зуба; />, />, тогда />.
2. Тихоходнаяпередача.
Определиммежосевое расстояние косозубых передач
/> мм.
Здесьдопускаемые контактные напряжение шестерни />.
Зададимчисло зубьев шестерни />. Определим /> следующим образом />. Округлим /> до ближайшего целого /> />.
Определиммодуль зацепления
/>/> />,
где/> /> />.
Уточниммежосевое расстояние
/> мм.
Вследствиетого, что быстроходное колесо зацепляет тихоходный вал на расстояние />, где /> – диаметр вершинбыстроходного колеса, /> – диаметртихоходного вала (см. ниже раздел “Ориентировочный расчет вала”)требуется увеличить межосевое расстояния за счет увеличения модуля до />. Тогда межосевоерасстояние определится как
/> мм.
Рассчитаемдиаметры а) шестерни и б) колеса
а)/> мм – делительный диаметр
/> мм – диаметрвершин
/> мм – диаметрвпадин
б)/> мм – делительный диаметр
/> мм – диаметрвершин
/> мм – диаметрвпадин.
Определимширину колеса
/>/>/> мм.
Ширинашестерни для компенсации неточностей сворки определится как
/> мм.
Окружнаяскорость в зацеплении
/> м/c.
Поданной скорости в соответствии с табличными данными уточним коэффициент />. По значению /> в соответствии с рис. 5определим />,тогда />.
Всоответствии с уточненными данными произведем проверку контактных напряжений
/> Н/мм2,
/>,
недогрузкана 37% за счет увеличения модуля до ближайшего стандартного.
Проверимпрочность зуба на изгиб
/>,
где/>, /> – коэффициент, учитывающийформу зуба; коэффициент, учитывающий участие в зацеплении косозубой передачи
/>,
/>;
коэффициент,учитывающий наклон зубьев
/>; />, />, тогда />.
5. Ориентировочный расчет вала
Ориентировочныйдиаметр вала определяется по формуле
/>,
/> – крутящиймомент, передаваемый валом, Н/мм; /> –условное допускаемое напряжение на валу.
Быстроходныйвал
/>,
т.к.диаметр вала двигателя dэ=24мм, диаметр быстроходного вала dбыстр=24,462,а для ременной передачи dбыстр=1,2·dэ=1,2·24=28,8мм, значит
d/>=30мм.
Промежуточныйвал
/>/> />=40 мм.
Тихоходныйвал
/>/> />=55 мм.
Расчетныезначения занесем в табл. 6.
Таблица6 Вал электродвигателя Быстроходный вал Промежуточный вал Тихоходный вал
T 15486 58553 255786 862983
/> 20 25 25
/> 24,462 37,122 54,677
/> 24 30 40 55
Эскизнаякомпоновка редуктора
Определимосновные параметры ступицы
длябыстроходного колеса:
длинна– lст=(0,8…1,5)·dпром=0,8·40=32 мм
диаметр– lст=(1,6…1,8)·dпром=1,8 ·40=72 мм
длятихоходного колеса:
длинна– lст=(0,8…1,5)·dтих=0,8·55=44 мм
диаметр– lст=(1,6…1,8)·dтих=1,8·55=99 мм
Проведемобвод внутренней стенки на расстояние C=20ммот боковой и торцевой поверхности колес. Расстояние между торцевой поверхностьюколес двухступенчатого редуктора определим по формуле: C=0,5·C=0,5·20=10мм.
/>
Рис.3
Ширинафланца (Bфл)равна ширине наибольшего подшипника (B/>)+ (10…15) мм, т.е.
Bфл=B/>+(10…15) =29 + (10…15) =40 мм
Подиаметрам валов подбираем в первом приближении подшипники (рис. 3),основные параметры которых занесем в табл. 7
Таблица7 серия
d
D
B Быстр. вал ШПРО легкая 30 62 16 Пром. вал РПК легкая 40 80 20 Тихох. вал РПК средняя 55 120 29
Навходном участке быстроходного вала установлен шкив ременной передачи, гдерасстояние от середины подшипника до середины ступицы шкива принимается l1=2,1·dбыстр=2,1·30=63мм.
Натихоходном валу установлена муфта. Расстояние от середины подшипника до концавала определяется как l2*=2,5·dтих=2,5·55= 137,5 мм. Причем l2 - расстояниеот середины подшипника до середины муфты.
Сучетом эскизной компоновки редуктора (рис. 4) внесем в табл. 8 следующиенеизвестные параметры: li,fi,ki,ti
Таблица8
i=
1
2
3
li 63 85
fi 44 89
ki 41 43 43
ti 88,5 47,5
/>
Рис.4
6. Проектировочный расчет валов на совместноедействие изгиба и кручения
Дляцилиндрической передачи силы взаимодействия рассчитываются следующим образом:
1. /> – окружныесоставляющие (индекс “1” для шестерни; “2” для колеса)
2. /> – радиальныесоставляющие (/>– угол зацепления;для передач без смещения />; /> – угол наклона линии зуба)
3. /> – осевыесоставляющие
Изгибающиемоменты рассчитываются как
/>, />,
гдеd1и d2– диаметры делительной окружности.
Усилие,действующее на вал от ременной передачи Fрем=765,868Н
Радиальнаясила, действующая на вал со стороны муфты
FМ=/>=/>=1468,829Н
Полученныевеличины параметров занесем в табл. 9
Таблица9 Быстроходная шестерня
Быстроходное
колесо
Тихоходная
шестерня
Тихоходное
колесо
d 35 157,5 50,771 177,77
/> 20 20 20 20
/> 10 10
Ft 3248,076 3248,076 9712,808 9712,808
Fr 1182,203 1182,203 3589,709 3589,709
Fa 1712,63 1712,63
Ma 43475,972 152167,187
/>
Рис.5
1. Быстроходный вал:
Вертикальнаяплоскость:
/>
ЭпюраM(xi),Нмм
/>
Рис.6
/>MA=Ft1·f2+RBв·(f1+f2)=0/> RBв=-2173,525
/>MB=–Ft1·f1–RAв·(f1+f2)=0/> RAв=-1074,552
Проверка:/>Y=Ft1+RAв+RBв=0
Участокl1=63
/>mx1=M(x1)=0
Участокf2=89
/>mx2=M(x2)–RAв·x2=0
Участокf3=44
/>mx3=–M(x3)+RBв·x3=0
Таблица10
xi 63 89 44
M(xi) -95635,085 -95635,085
Горизонтальнаяплоскость:
/>
ЭпюраM(xi),Нмм
/>
Рис.7
/>MA=Fr1·f2+RBг·(f1+f2)+Fr·l1=0 /> RBг=-1153,878
/>MB=–Fr1·f1–RAг·(f1+f2)+Fr·(l1+f1+f2)=0/> RAг=737,543
Проверка:/>Y=–Fr+Fr1+RAг+RBг=0
Участокl1=63
/>mx1=M(x1)+Fr·x1=0
Участокf2=89
/>mx2=M(x2)–RAг·x2+Fr·(x2+f1)=0
Участокf3=44
/>mx3=–M(x3)+RBг·x3=0
Таблица11
xi 63 89 44
M(xi) -48249,684 -48249,684 -50770,626 -50770,626
Опасноесечение под шестерней:
Суммарныйизгибающий момент в опасном сечении
/>.
Приведенныймомент определится как
/>,
где/> – коэффициент приведения.
Изусловий прочности на изгиб с кручением определяется расчетный диаметр вала вопасном сечении
/> мм.
Здесь/> Н/мм2, где /> Н/мм2 (сталь45).
ЭпюраT,Нмм
/>
Рис.8
Промежуточныйвал:
Вертикальнаяплоскость:
/>
ЭпюраM(xi),Нмм
/>
Рис.9
/>MA=– Ft3·k3+RBв·(k1+k2+k3) – Ft2·( k2+k3)=0/> RBв=5488,073
/>MB=Ft2·k1– RAв·(k1+k2+k3)+ Ft3·( k2+k1)=0/> RAв=7472,811
Проверка:/>Y=– Ft2–Ft3+RAв+RBв=0
Участокk3=43
/>mx1=M(x1)–RAв·x1=0
Участокk2=43
/>mx2=M(x2) –RAв·(x2+ k3)+ Ft3·x2=0
Участокk1=41
/>mx3=–M(x3)+RBв·x3=0
Таблица12
xi 43 53 41
M(xi) 321330,876 321330,876 225011,003 225011,003
Горизонтальнаяплоскость:
/>
ЭпюраM(xi),Нмм
/>
Рис.10
/>MA=Fr3·k3+RBг·(k1+k2+k3) – Fr2·( k2+k3)– Ma3=0 /> RBг=-72,536
/>MB=Fr2·k1– RAг·(k1+k2+k3) – Fr3·( k2+k1)– Ma3=0 /> RAг=-2334,97
Проверка:/>Y=– Fr2+Fr3+RAг+RBг=0
Участокk3=43
/>mx1=M(x1)–RAг·x1=0
Участокk2=43
/>mx2=M(x2) –RAг·(x2+ k3) –Fr3·x2– Ma3=0
Участокk3=41
/>mx3=–M(x3)+RBг·x3=0
Таблица13
xi 43 43 41
M(xi) -100403,708 — 56927,736 -2973,967 -2973,967
Опасноесечение под шестерней:
Суммарныйизгибающий момент в опасном сечении
/>.
Приведенныймомент определится как
/>,
где/> – коэффициент приведения.
Изусловий прочности на изгиб с кручением определяется расчетный диаметр вала вопасном сечении
/> мм.
Здесь/> Н/мм2, где /> Н/мм2 (сталь45).
ЭпюраT,Нмм
/>
Рис.11
2. Тихоходныйвал:
Вертикальнаяплоскость:
/>
ЭпюраM(xi),Нмм
/>
Рис.12
/>MA=Ft4·t2+RBв·(t1+t2)=0/> RBв=-3392,341
/>MB=–Ft1·t1–RAв·(t1+t2)=0/> RAв=-6320,467
Проверка:/>Y=Ft4+RAв+RBв=0
Участокt1=47,5
/>mx1=M(x1)–RAв·x1=0
Участокt2=88,5
/>mx2=–M(x2)+RBв·x2=0
Участокt3=85
/>mx2=–M(x3)=0
Таблица14
xi 47,5 88,5 85
M(xi) -300222,184 -300222,184
Горизонтальнаяплоскость:
/>
ЭпюраM(xi),Нмм
/>
Рис.13
/>MA=– Fr4·t2+RBг·(t1+t2)+Ma4– FМ·(t1+t2+l2)=0/> RBг=2521,729
/>MB=Fr4·t1–RAг·(t1+t2)+Ma4– FМ·l2=0 /> RAг=2536,808
Проверка:/>Y=–Fr4+RAг+RBг=0
Участокt1=63
/>mx1=M(x1)–RAг·x1=0
Участокt2=122,5
/>mx2=–M(x2)+RBг·x2=0
Таблица15
xi 47,5 88,5 85
M(xi) 120498,401 -31668,785 -124850,465
Опасноесечение под колесом:
Суммарныйизгибающий момент в опасном сечении
/>.
Приведенныймомент определится как
/>,
где/> – коэффициент приведения.
Изусловий прочности на изгиб с кручением определяется расчетный диаметр вала вопасном сечении
/> мм.
Здесь/> Н/мм2, где /> Н/мм2 (сталь45).
ЭпюраT,Нмм
/>
Рис.14
7. Разработка конструкции вала
Быстроходныйвал:
Расчетныйдиаметр dвр=/> мм.
/>
Рис.15
Примемd3=1,1·dвр=1,1·/>= 28,674, чтоменьше d/>=30мм следовательно />=d/>=30мм. Диаметр /> /> по Ra40/> мм. На диаметреd4расположена распорная втулка, который определится как /> мм. Диаметр /> выбирается как ближайшееменьше стандартное значение />, т.е. /> мм. /> мм.
/> мм. /> мм. Проверка полученногодиаметра d6на кручения по условию
/>,
где/>;
тогда/>, условие выполняется.
/>,
следовательношестерня нарезается прямо на валу.
Подборшлица
Выбираемшлиц средней серии />. lp=45
Проверочныйрасчет шлица на смятие
/>Н/мм2,
где/> – средний диаметр;
/>; z=8– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
/> – высота зуба.
Промежуточныйвал:
Расчетныйдиаметр dвр=/> мм.
/>
Рис.16
Примемd3=1,1·dвр=1,1·/>=43,262,что округлим до ближайшего стандартного значения по Ra40/> мм. />, следовательно шестернянарезается прямо на валу. Диаметр /> /> по Ra40/> мм. На диаметреd4расположена распорная втулка, который определится как /> мм. Диаметр /> выбирается как ближайшееменьшее стандартное значение />, т.е. /> мм. /> можно принять как /> мм.
Подборкашпонки
Поd=45подбираем шпонку с параметрами b=14,h=9,t=5,5.
lp=lст-(8…10)=24мм.
Проверкашпоночного соединения на смятие
/>Н/мм2.
Тихоходныйвал:
Расчетныйдиаметр dвр=/> мм.
/>
Рис.15
Примемd3=1,1·dвр=1,1·/>=56,093,что округлим до ближайшего стандартного значения по Ra40/> мм. Диаметр /> /> по Ra40/> мм. На диаметреd4расположена распорная втулка, который определится как /> мм. Диаметр /> выбирается как ближайшееменьшее стандартное значение />, т.е. /> мм. /> можно принять как /> мм. /> мм. Выходной диаметр /> мм.
Проверкаполученного диаметра d6на кручения по условию
/>,
где/>;
тогда/>, условие выполняется.
Подборкашпонки под колесо
Поd=56подбираем шпонку с параметрами b=16,h=10,t=6.
lp=lст-(8…10)=36мм.
Проверкашпоночного соединения на смятие
/>Н/мм2
Подборкашпонки под муфту
Поd=45подбираем шпонку с параметрами b=14,h=9,t=5,5.
lp=lМ-(8…10)=76 мм.
Проверкашпоночного соединения на смятие
/> Н/мм2
Расчетвалов на статическую прочность
/>;
/>, гдесоответственно /> и /> – напряжения изгиба икручения от действия /> и T./>; />, причем /> – осевой момент; />– полярный момент.
Расчетныепараметры занесем в табл. 16.
Таблица16 Быстроходный вал Промежуточный вал Тихоходный вал
T 58553 255786 862983
d 30 45 56
/> 650 650 650
Mи 123094,191 422801,27 921625,131
Wи 2650,719 8946,176 17241,06
Wк 5301,438 17892,352 34482,121
/>и 46,438 47,261 53,455
/>и 11,045 14,296 25,027
/>экв 50,224 53,354 68,822
/> 12,942>1,5…1,8 12,183>1,5…1,8 9,445>1,5…1,8
8. Расчет валов на усталостную прочность
Расчетведется в опасных сечениях:
/>,
где/>
–коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям изгиба;
/>
–коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям кручения.
/>, /> – пределы выносливостиматериала при симметричном цикле изменения напряжений по нормальным икасательным напряжениям />=380МПа, />=230 МПа.
k/> иk/> –эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.
kd и kF – масштабны фактор и фактор качества поверхности
/>/>,/>/> – коэффициенты,характеризующие чувствительность материала вала к асимметрии цикла.
/>, /> – амплитуда и среднеезначение цикла изменения нормальных напряжений изгиба. Для валов />.
Длябыстроходного вала:
/>
Дляпоперечных сечений валов, ослабленных шпоночными пазами, осевой моментсопротивления изгибу
/>.
Дляпромежуточного вала:
/>
Длятихоходного вала:
/>.
/>, /> –
амплитудаи среднее значение цикла изменения касательных напряжений от кручений. Длявалов />.
Длябыстроходного вала:
/>
Дляпоперечных сечений валов, ослабленных шпоночными пазами, полярный моментсопротивления изгибу
/>.
Дляпромежуточного вала:
/>
Длятихоходного вала:
/>.
Полученныерасчетные значения искомых параметров занесем в табл. 17
Таблицу17 Быстроходный вал Промежуточный вал Тихоходный вал
T 58553 255786 862983
d 30 45 56
/> 650 650 650
/> 380 380 380
/> 230 230 230
k/> 2,03 2,03 2,03
k/> 1,64 1,64 1,64
kd 0,825 0,775 0,7
kF 0,9 0,9 0,9
/>/> 0,15 0,15 0,15
/>/> 0,05 0,05 0,05
Mи 123094,191 422801,27 921625,131
Wи 2650,719 – –
Wинето – 7611,295 15098,203
Wк 5301,438 – –
Wкнето – 16819,68 32339,264
/> 49,833 55,549 61,042
/>
/> 11,045 15,208 26,685
/>
S/> 2,789 2,35 1,932
S/> 9,428 6,432 3,311
S>[S] 2,674>1,5 2,207>1,5 1,669>1,5
Валыудовлетворяют условию на усталостную прочность.
9. Расчет быстроходного вала на жесткость
E=2,15·105Н/мм2;
/> мм4,
тогда/>(1/Н·мм2)
[/>]=0,0016рад; [/>]=0,0002·l;[/>]=0,1·m
Вертикальнаяплоскость:
/>MA=Ft1·f2+RBв·(f1+f2)=0/> RBв=-2173,525
/>MB=–Ft1·f1–RAв·(f1+f2)=0/> RAв=-1074,552
Проверка:/>Y=Ft1+RAв+RBв=0
Участокl1=63
EI/>=EI/>+C=0
EI/>=EI/>+C·x1+D=0
Участокf2=89
EI/>=EI/>0–/>RAв·/>+C=0
EI/>=EI/>0–/>RAв·/>+C· x2+D=0
Участокf3=44
EI/>=–EI/>0+/> RBв·/>+C=0
EI/>=–EI/>0+/> RBв·/>+C· x3+D=0
Вточке x1=63и x3=0значение />=0,тогда параметры C и Dопределятся как
/>
Подставивпараметры C и Dв EI/> иEI/>,получим следующие выражения
Участокl1=63
EI/>=EI/>0=0; />0(max)=0 [/>]=0,0016
EI/>=EI/>0=0; />0(max)=0 [/>]=0,0003·l=0,019
Участокf2=89
EI/>=EI/>– />(-1074,552)· /> =0;/>=0,001[/>]=0,0016
EI/>=EI/>–/>(-1074,552)· /> =0;/>=0,0021[/>]=0,0003·l=0,04
Участокf3=44
EI/>=–EI/>+/> (-2173,525)·/> =0;/>=0,001[/>]=0,0016
EI/>=–EI/>+/> (-2173,525)·/> =0;/>=0,0021[/>]=0,0003·l=0,04
Горизонтальнаяплоскость:
/>MA=Fr1·f2+RBг·(f1+f2)+Fr·l1=0 /> RBг=-1153,878
/>MB=–Fr1·f1–RAг·(f1+f2)+Fr·(l1+f1+f2)=0/> RAг=737,543
Проверка:/>Y=–Fr+Fr1+RAг+RBг=0
Участокl1=63
EI/>=EI/>0+/> Fr· /> +C=0
EI/>=EI/>0+/> Fr· /> +C· x1+D=0
Участокf2=89
EI/>=EI/>0–/> RAг· />+ Fr·(/> x2+f1)·x2+C=0
EI/>=EI/>0–/> RAг· />+ Fr·(/> x2+/>f1)·/>+C· x2+D=0
Участокf3=44
EI/>=–EI/>+/> RBг·/>+C=0
EI/>=–EI/>0+/> RBг·/>+C· x3+D=0
Вточке x1=63и x3=0значение />=0,тогда параметры C и Dопределятся как
/>
Подставивпараметры C и Dв EI/> иEI/>,получим следующие выражения
Участокl1=63
EI/>=EI/>+/> 765,868 ·/> -/>=0; />(max)=0,0002 [/>]=0,0016
EI/>=EI/>0+/> 765,868·/> -/>·x1 =0; />0(max)=0,002 [/>]=0,0003·l=0,019
Участокf2=89
EI/>=EI/>–/>737,543·/>+765,868 ·(/> x2+63)·x2-/>=0;
/>=0,00028[/>]=0,0016
EI/>=EI/>–/>737,543·/>+765,868 ·(/> x2+/>63) ·/> -/>· x2=0;
/>=0,007[/>]=0,0003·l=0,04
Участокf3=44
EI/>=–EI/>+/> (-1153,878)·/>-/> =0; />=0,00028[/>]=0,0016
EI/>=–EI/>+/> (-1153,878)·/> -/>· x2=0; />=0,007[/>]=0,0003·l=0,04
Суммарныйпрогиб
/>[/>]=0,1·m=0,175.
Валудовлетворяет условиям на жесткость.
/> – допускаемыйугол закручивания
/>,
тогда/>,
условиежесткости при кручении выполняется.
10. Подбор подшипников
Длявсех валов подбираем радиально-упорные роликовые подшипники средней серии.
Быстроходныйвал:по внутреннему диаметру d=30подшипник 2007 106А. Cr=35,8кН.Cor=44,0 кН.e=0,43. />
Промежуточныйвал:по внутреннему диаметру d=40подшипник 2007108А. Cr=52,8кН.Cor=71,0 кН.e=0,37. />
Тихоходныйвал:по внутреннему диаметру d=50подшипник 2007 110А*. Cr=60,5кН.Cor=88,0 кН.e=0,43. />
Придействии на радиальные и радиально-упорные подшипники одновременно радиальной Frиосевой Faнагрузокрасчеты ведут по эквивалентной радиальной статической нагрузке Роr,котораявызывает такие же контактные напряжения, как и действительная нагрузка:
Рor= max{ХFr+ Y0Fa, Fr},
адля упорно-радиальных и упорных подшипников — по эквивалентной осевойстатической нагрузке
Рoa = XoFr+YoFa
гдеХ0 — коэффициент статической радиальной нагрузки, Y — коэффициентстатической осевой нагрузки.
Ресурсыподшипников, выраженные в миллионах оборотов Lилив часах Lh(при постоянной частоте вращения), связаны между собой соотношением:
Lh=106L/(60n),
дляцилиндрических редукторов общего назначения рекомендуется: Lh³12500.
Длярадиальных и радиально-упорных подшипников эквивалентная динамическая радиальнаянагрузка
P=Pr=(XVFr+YFa)КБКТ,
гдеFrиFa-соответственно радиальная и осевая нагрузки; XиY— коэффициентырадиальной и осевой динамической нагрузки; V — коэффициентвращения;V=1.KБ — коэффициент динамичности нагрузки; КТ — температурный коэффициент.Кратковременная перегрузка до 150 %, зубчатые передачи КБ=1,3.
Основныеи расчетные параметры подшипников в соответствии с диаметром расчетного вала (изГОСТ 27365-87 радиально-упорные роликовые подшипники средней сериидля повышенной грузоподъемности и из ГОСТ 8338-75 шариковые радиальныеоднорядные) приведем в табл. 18
Таблица18обозначение Быстроходный вал Промежуточный вал Тихоходный вал подшипник 205 7208А 7310А
d 25 40 50
D 52 80 110
B 15 18 27
c
– 16 23
T
– 20 29,5
r 1,5 2 3
r1
– 0,8 1
Cr, кН 14,0 58,3 117,0
Cor, кН 6,95 40,0 90,0
e 0,37 0,35
КТ 1 1 1
Fr, Н 1551,726 5628,3 5225,733
Fa, Н 403,095 807,844
X 1 1 1
Y 1,882 1,882
Рoa
– 6031,395 6033,577
P 1706,899 8303,002 8769,924
p 3 10/3 10/3
/> 4,904
1,279·103
2,179·103
Lh>[ Lh] 21229,437
4,128·106
2,434·106
11. Смазочные устройства и утопления
Вкорпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены.При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает навнутренние стенки корпуса, откуда стекает в его нижнюю часть. картерную смазкуприменяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/c.Выбирается сорт масла И -50 А. Уровень погружения в масло /> мм. Подшипники смазываютсятем же маслом, что и детали передач. При работе передач масло постепеннозагрязняется продуктами износа деталей. Поэтому его периодически меняют.
Список литературы
1. КурмазЛ.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование: Справочноеучебно-методическое пособие — 2-е изд., испр.: М.: Высш. шк., 2005.-309 с.: ил.
2. ИвановМ.Н. Детали машин.-5-е изд., перераб.- М.: Высш. шк., 1991.-383 с.: ил.
3. ДунаевП.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.-2-е изд., перераб. идоп.- Высш. шк., 1990.-399 с., ил.
4. ШейнблитА.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк.,1991. -432 с.: ил.
5. КудрявцевВ.Н., Державец Ю.А., Арефьев И.И., и др… Курсовое проектирование деталеймашин. Л.: Машиностроение, 1984. 400 с., ил.