Министерствообразования Республики Беларусь
Минскийгосударственный машиностроительный колледж
Расчетно-пояснительнаязаписка
ккурсовому проекту по «Технической механике»
Тема:Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора
Разработал:
учащийся гр.1-Дк
Зеньков Д.И.
Минск2005
Переченьдокументов
Расчетно-пояснительнаязаписка
Сборочныйчертеж одноступенчатого цилиндрического редуктора
Спецификация
Чертеж валатихоходного
Чертеж колесазубчатого
Содержание
1 Краткое описание работы привода
2 Кинематический расчет привода
2.1 Определение требуемой мощности и выбор двигателя
2.2 Определение частоты вращения и угловой скорости каждого вала
2.3 Определение мощностей и вращающих моментов на каждом валу
3 Расчет закрытой зубчатой косозубой передачи
3.1 Исходные данные
3.2 Расчет параметров зубчатой передачи
4 Расчет тихоходного вала привода
4.1 Исходные данные
4.2 Выбор материала вала
4.3 Определение диаметров вала
4.4 Эскизная компоновка вала
4.5 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением
5 Расчет быстроходного вала привода
5.1 Исходные данные
5.2 Выбор материала вала
5.3 Определение диаметров вала
5.4 Определение возможности изготовления вала-шестерни
5.5 Эскизная компоновка вала
5.6 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением
6 Подбор подшипников быстроходного вала
7 Подбор подшипников тихоходного вала
8 Подбор и проверочный расчет шпонок быстроходного вала
9 Подбор и проверочный расчет шпонок тихоходного вала
10 Выбор сорта масла
11 Сборка редуктора
Список использованной литературы
1 Краткоеописание работы привода
Тяговым органом заданного привода является цепной конвейер Вцепных передачах (рис.1, а) вращение от одного вала к другому передаетсяза счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим / и ведомым 2звеньями (звездочками).
/>
Рис.1 Схема цепной передачи
В связи с отсутствием проскальзывания в цепных передачахобеспечивается постоянство среднего передаточного числа. Наличие гибкой связидопускает значительные межосевые расстояния между звездочками. Одной цепьюможно передавать движение одновременно на несколько звездочек (рис.1, б). Посравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных условиях меньшиегабариты, более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы, так как отсутствует необходимостьв большом предварительном натяжении тягового органа.
/>
Недостаткицепных передач: значительный износ шарниров цепи, вызывающий ее удлинение и нарушение правильности зацепления; неравномерность движения цепииз-за геометрических особенностей ее зацепления с зубьями звездочек, в
результате чего появляются дополнительные динамическиенагрузки в передаче; более высокие требования к точности монтажа передачи посравнению с ременными передачами; значительный шум при работе передачи.
Цепные передачи предназначаются для мощности обычно не более100 кВт и могут работать как при малых, так и при больших скоростях (до 30м/с). Передаточные числа обычно не превышают 7.
Применяемыев машиностроении цепи по назначению подразделяются на приводные, передающиеэнергию от ведущего вала к ведомому; тяговые, применяемые в качестве тяговогооргана в конвейерах; грузовые, используемые в грузоподъемных машинах. Из всехтипов природных цепей наибольшее распространение имеют роликовые с числомрядов от 1 до 4, втулочные , одно- и двухрядные, и зубчатые.
Кинематическаясхема привода цепного конвейера приведена на рис.2.
Вращениепривода передается от электродвигателя 1 ведущим звездочкам цепного конвейера 8посредством клиноременной передачи 2, муфт 3 и 5, косозубого одноступенчатого редуктора4, цепной передачи 6 и зубчатой открытой прямозубой передачи 7. При этом накинематической схеме римскими цифрами обозначены тихоходные (I, III, VI) ибыстроходные (II, IV, V) валы соответствующихпередач.
/>
Рис.2Кинематическая схема привода цепного конвейера.
2Кинематический расчет привода
2.1Определение требуемой мощности и выбор двигателя
Исходныеданные:
- тяговое усилиецепи Ft=13кН
- скорость цепи V=0,35 м/с
- шаг тяговой цепиРt=220мм
- число зубьевведущих звездочек z=7
- срок службыпривода – 4 года в две смены.
Определяеммощность на тихоходном валу привода по формуле (1.1) [1, с.4]
РVI= Ft· V (2.1)
где РVI — мощность на тихоходном валу:
РVI=13·0,25=3,25кВт.
Определяемобщий КПД привода по формуле (1.2) [1, с.4]
По схемепривода
/> (2.2)
где[1, с.5,табл.1.1]: /> — КПД ременной передачи;
/> — КПД зубчатой закрытой передачи;
/> — КПД цепной передачи;
/> — КПД зубчатой открытой передачи;
/> — КПД одной пары подшипников качения;
/> — КПД муфты.
Сделавподстановку в формулу (1.2) получим:
/>
/>
Определяеммощность, необходимую на входе[1, с.4]
/> (2.3)
где Ртр– требуемая мощность двигателя:
/>
/>
Определяемчастоту вращения и угловую скорость тихоходного вала
/> (2.4)
/>об/мин
/> (2.5)
/>
Выбираемэлектродвигатель [1, с.390, табл. П1, П2]
Пробуемдвигатель 4А112М4:
Рдв.=5,5кВт;
nс=1500об/мин;
S=3,7%
dдв.=32мм.
Определяемасинхронную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:
na=nc·(1-S); (2.6)
na=1500·(1-0,037);
na=1444,5 об/мин
Определяемобщее передаточное число привода
/>; (2.7)
/>
Производимразбивку прердаточного числа по ступеням. По схеме привода
Uобщ.=Uр.п.· Uз.з.· Uц.п.· Uз.о.; (2.8)
Назначаем порекомендации [1,c.7,c36]:
Uр.п.=3;
Uц.п.=3;
Uз.о.=4; тогда
Uз.з.= Uобщ./( Uр.п.· Uц.п.· Uз.о.);
Uз.з.=2,94, что входит в рекомендуемыепределы
Принимаем Uз.з.=3.
Тогда />
Находим:
/> (2.9)
/>;
Допускается ∆U=±3%
Принимаемокончательно электродвигатель марки 4А112М4
2.2Определение частоты вращения и угловой скорости каждого вала
По формуле (2.5)определяем угловую скорость вала двигателя
/>;
/>;
nдв.=1444,5 об/мин.
Посхеме привода (рис.1) определяем частоты вращения и угловые скорости каждоговала
/>; />;
/>; />;
/>; />;
/>; />;
/>; />
/>; />;
/>; />
/>; />
/>; />
/>; />;
/>; />
/>; />
что близко кполученному в п.2.1.
2.3 Определениемощностей и вращающих моментов на каждом валу
Определяеммощность на каждом валу по схеме привода
/>
/>;
/>;
/>;
/>;
/>
/>
/>; />;
/>; />;
/>; />;
/>; />;
/>; />;
/>; />;
что близко копределенному ранее в п.2.1.
Определяемвращающие моменты на каждом валу привода по формуле
/>(Нм) (2.10)
/>; />; />Нм;
/>; />; />Нм;
/>; />; />Нм;
/>; />; />Нм;
/>; />; />Нм;
/>; />; />Нм;
/>; />; />Нм.
Проверка:
/> (2.11)
/>;
/>Нм
Всерассчитанные параметры сводим в табл.1.
Таблица1
Параметрыкинематического расчета№ вала n, об/мин ω, рад/с Р, кВт Т, Нм U
Дв. 1444,5 151,27 4,15 27,43 3
I 481,5 50,42 3,985 79,03 /> 1 /> II 481,5 50,42 3,866 76,67 /> 3 /> III 160,5 16,8 3,674 218,69 /> 1 /> IV 160,5 16,8 3,565 212,2 /> 3 /> V 53,5 5,6 3,353 598,75 /> 4 /> VI 13,375 1,4 3,187 2276,4
3 Расчетзакрытой косозубой передачи
3.1Исходные данные
Мощность навалу шестерни и колеса Р2=3,866 кВт
Р3=3,684кВт
Вращающиймомент на шестерне и колесе Т2=76,67 Нм
Т3=218,69Нм
Передаточноечисло U=3
Частотавращения шестерни и колеса n2=481,5 об/мин
n3=160,5 об/мин
Угловаяскорость вращения шестерни и колеса ω2=50,42 рад/с
ω3=16.8рад/с
Передачанереверсивная.
Расположениеколес относительно опор симметричное.
3.2 Расчетпараметров зубчатой передачи
Выбираемматериал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:
шестерня –сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,
колесо — сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.
Определяемдопускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:
/> (3.1)
где σHlimb – предел контактной выносливости прибазовом числе циклов;
КHL – коэффициент долговечности;
[SH] – коэффициент безопасности;
по [1,c.33]: КHL =1; [SH] =1,1.
ОпределяемσHlimb по табл.3.2 [1,c.34]:
σHlimb =2НВ+70; (3.2)
σHlimb1 =2×270+70; σHlimb1=610МПа;
σHlimb2 =2×250+70; σHlimb1=570МПа.
Сделавподстановку в формулу (3.1) получим
/>; />МПа;
/>; />МПа.
Определяемдопускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:
/> (3.3)
/>;
/>МПа.
Определяеммежосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:
/> (3.4)
где Ка– числовой коэффициент;
КHβ – коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
/> - коэффициент ширины;
Т2– вращающий момент на колесе (по схеме привода Т2=Т3)
Выбираемкоэффициенты:
Ка=43 [1,c.32];
КHβ =1,1 [1,c.32, табл.3.1];
/>=0,315 назначаем поГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];
Т2=Т3=218,69Нм.
Подставивзначения в формулу (3.4) получим:
/>; />мм;
Принимаемокончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]
/>мм.
Определяеммодуль [1,c.36]:
/> (3.5)
/>;
/>;
Принимаем поГОСТ9563-60 модуль mn=2,0мм[1,c.36]
Определяемсуммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:
/> (3.6)
Принимаемпредварительно β=12º (β=8º…12º), тогда cosβ=0,978
/>; />;
Принимаем />зуба.
Определяемчисло зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:
/>;
/>; />; />;
/>;
/>; />.
Уточняемфактическое передаточное число
/>;
/>; />
Определяемотклонение передаточного числа от номинального
/>
/>; />.
Допускается ∆U=±3%
Уточняем уголнаклона зубьев по формуле (3.16) [1,c.37]:
/> (3.7)
/>; />; />.
Определяемделительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:
/> (3.8)
/>; />мм;
/>; />мм.
Проверяеммежосевое расстояние
/> (3.9)
/>; />мм.
Определяемостальные геометрические параметры шестерни и колеса
/>; />; />
/>; />; /> (3.10)
/>; /> (3.11)
/>мм;
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм
/>; />мм;
/>; />мм;
/>; />мм.
Проверяемсоблюдение условия (т.к. Ψba
/>;
/>; />;
0,315>0,223
Значит,условие выполняется.
Определяемокружные скорости колес
/>
/>; />м/с;
/>;
/>; />м/с;
/>м/с.
Назначаемточность изготовления зубчатых колес – 8В [1,c.32].
Определяемфактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]
/> (3.12)
где КН– коэффициент нагрузки:
КН=КНά× КНβ× КНu;
КНά– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки междузубьями;
КНβ — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;
КНu — коэффициент, учитывающийдинамическую нагрузку в зацеплении.
Уточняемкоэффициент нагрузки
КНά=1,09; [1,c.39, табл.3.4]
КНu =1; [1,c.40, табл.3.6]
/>; />; />,
тогда КНβ=1,2; [1,c.39, табл.3.7]
КН=1,09×1,2×1; КН =1,308.
Сделавподстановку в формулу (3.12) получим
/>;
/>МПа.
Определяем∆σН
/>;
/>; /> недогрузки,
чтодопускается.
Определяемсилы в зацеплении
— окружная
/>; (3.13)
/>; />Н;
— радиальная
/>; (3.14)
/>; />Н;
— осевую
/>; (3.15)
/>; />Н.
Практикапоказывает, что у зубчатых колес с НВ
Всевычисленные параметры заносим в табл.2.
Таблица2
Параметрызакрытой зубчатой передачиПараметр Шестерня Колесо
mn, мм 2 βº 10º16’
ha, мм 2
ht, мм 2,5 h, мм 4,5 с, мм 0,5 d, мм 63 187
dа, мм 67 191
df, мм 58 182 b, мм 44 40
аW, мм 125 v, м/с 1,59 1,58
Ft, Н 2431
Fr, Н 899,3
Fа, Н 163,7
4 Расчеттихоходного вала редуктора
4.1 Исходныеданные
Исходныеданные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:
/>Н;
/>Н;
/>Н.
/>;
/>Н;
Т3=219Н;
d=187мм;
b=40мм.
Покинематическое схеме привода составляем схему усилий, действующих на валыредуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По законуравенства действия и противодействия :
Fa1= Fa2=Fa;
Ft1= Ft2=Ft;
Fr1= Fr2=Fr.
Схема усилийприведена на рис.3.
/>
Рис.3 Схемаусилий, действующих на валы редуктора
4.2 Выборматериала вала
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределомпрочности σв = 700МПа
[1,c.34, табл.3.3].
Определяемпределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба икручения
/> [1,c.162]
/> [1,c.164]
/>; />МПа;
/>; />.
4.3Определение диаметров вала
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта начистое кручение
/> (4.1)
где [τк]=(20…40)Мпа [1,c.161]
Принимаем [τк]=30Мпа.
/>; />мм.
Согласовываем dв с диаметром муфты упругой втулочнойпальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой
Тр3=Т3×К (4.2)
где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.
К=1,3…1,5 [1,c.272, табл.11.3]
Принимаем К=1,5
Подставляя в формулу (4.2) находим:
Тр3=219×1,5;
Тр3=328,5Нм.
Необходимо соблюдать условие
Тр3
где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.
В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]
Тогда принимаем окончательно
dм2=40мм;
lм2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1,исполнение 2.
Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой
/>;
/>; />мм.
Так как />соединение валовстандартной муфтой возможно.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:
/>мм.
Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.4),увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мми под буртик на 10мм.
/>
Рис.4 Приближенная конструкция ведомого вала
/>мм;
/>мм – диаметр под уплотнение;
/>мм – диаметр под подшипник;
/>мм – диаметр под колесо.
4.4Эскизная компоновка ведомого вала
Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядныесредней серии по />мм подшипник№308, у которого Dп=90мм; Вп=23мм [1,c.394, табл.П3].
Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длинувала L и расстояния от середины подшипниковдо точек приложения нагрузок a, b и с (рис.5).
/>
Рис.5Эскизная компоновка ведомого вала
е=(8…12)мм –расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса редуктора;
К=(10-15)мм –расстояние от внутренней стенки корпуса до торца зубчатого колеса.
Принимаем
lст=b+10мм – длина ступицы колеса:
lст=40+10=50мм;
(30…50)мм — расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.
Принимаем 40мм.
Определяемразмеры а, b, с и L.
а=b=Вп/2+е+К+lст/2;
а=b=23/2+10+11+50/2;
а=b=57,5мм
Принимаем а=b=58мм.
с=Вп/2+40+lм/2;
с=23/2+40+82/2;
с=93,5мм
Принимаемс=94мм.
L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;
L=23/2+58+58+94+82/2;
L=262,5мм;
Принимаем L=280мм.
4.5 Расчет ведомого вала на изгиб скручением.
Заменяем вал балкой на опорах вместах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость(ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Fa×d/2]:
mа=164·187×10-3/2;
mа=30,7Н×м.
Определяем реакции в подшипниках ввертикальной плоскости.
1åmАу=0
-RBy·(a+b)+Fr·a-mа=0
RBy=(Fr·а- mа)/ (a+b);
RBy= (899·0,058-30,7)/ 0,116;
RBy==184,8Н
Принимаем RBy=185Н
2åmВу=0
RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0
RАy==(Fr·b+ mа)/ (a+b);
RАy =(899·0,058+30,7)/ 0,116;
RАy =714,15Н
Принимаем RАy=714Н
Проверка:
åFКу=0
RАy — Fr+ RBy=714-899+185=0
Назначаем характерные точки1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·а;
М2у=714·0,058;
М2у =41,4Нм;
М2’у= М2у-mа(слева);
М2’у=41,4-30,7;
М2’у =10,7Нм;
М3у=0;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му,Нм (рис.6)
Рассматриваем горизонтальнуюплоскость (ось х)
1åmАх=0;
/>
Рис.6 Эпюры изгибающих и крутящихмоментов ведомого вала.
FМ·(a+b+с)-RВх·(a+b)-Ft·a=0;
972·(0,058+0,058+0,094)-RВх·(0,058+0,058)-2431·0,058=0;
RВх=(204.12-141)/0,116;
RВх=544,13Н
RВх»544Н
2åmВх=0;
-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;
RАх=(2431×0,058+972×0,094)/0,116;
RАх=2003,15Н
RАх»2003Н
Проверка
åmКх=0;
-RАх+ Ft — Fм+RВх=-2003+2431-972+544=0
Назначаем характерные точки 1,2,2’,3и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх·а;
М2х=-2003·0,058:
М2х=-116,2Нм;
М3х=- Fм ·с;
М3х=-972·0,094;
М3х=-8,65Нм
М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft·d/2;
ТII-II=2431×187×10-3/2;
ТII-II=227,3Нм
5 Расчетбыстроходного вала редуктора
5.1Исходные данные
Исходныеданные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:
/>Н;
/>Н;
/>Н.
/>;
/>Н;
Т3=212,2Н;
d=63мм;
b=44мм.
Схема усилий,действующих на валы редуктора приведена на рис.3.
5.2 Выборматериала вала
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределомпрочности σв = 700МПа
[1,c.34, табл.3.3].
Определяемпределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба икручения
/> [1,c.162]
/> [1,c.164]
/>; />МПа;
/>; />.
5.3Определение диаметров вала
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта начистое кручение по формуле (4.1):
/>; />мм.
Согласовываем dв с диаметром муфты упругой втулочнойпальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой по формуле (4.2):
Тр3=Т3×К
где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.
К=1,3…1,5 [1,c.272, табл.11.3]
Принимаем К=1,5
Подставляя в формулу (4.2) находим:
Тр3=219×1,5;
Тр3=328,5Нм.
Необходимо соблюдать условие (4.3)
Тр3
где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.
В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]
Тогда принимаем окончательно
dм2=40мм;
lм2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1,исполнение 2.
Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой
/>;
/>; />мм.
Так как />соединение валовстандартной муфтой возможно.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:
/>мм.
Намечаемприближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.7), увеличивая диаметрступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм.
/>
Рис.7 Приближенная конструкция ведущего вала
/>мм;
/>мм – диаметр под уплотнение;
/>мм – диаметр под подшипник;
/>мм – диаметр под колесо.
5.4Определение возможности изготовления вала-шестерни
Определяемразмер х (рис.8)
/> (5.1)
/>
Рис.8Схема для определения размера х
ПоГОСТ23360-78 для диаметра 45мм предварительно выбираем шпонку сечением b×h=14×9мм. Подставив в формулу (5.1)значения получим
/>; />мм,
так какразмер получился отрицательный, значит изготовление вала и шестерни отдельноневозможно. Определяем размеры вала-шестерни (рис.9).
/>
Рис.9 Приближенная конструкция вала-шестерни
/>мм;
/>мм – диаметр под уплотнение;
/>мм – диаметр под подшипник;
/>мм – диаметр технологическогоперехода;
/> мм – диаметр впадин зубьев;
/> мм – диаметр вершин зубьев;
/>мм – делительный диаметр.
5.5Эскизная компоновка вала-шестерни
Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядныесредней серии по />мм подшипник№308, у которого Dп=90мм; Вп=23мм [1,c.394, табл.П3].
Выполняемэскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипниковдо точек приложения нагрузок a, b и с (рис.10).
l=(0,8…1)×dа – расстояние между серединами подшипников;
l=(0,8…1)×67; принимаем l=60мм;
а=b=l/2;
а=b=30мм;
(30…50)мм — расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.
Принимаем 40мм.
с= Вп/2+40+lм/2;
с=23/2+40+82/2;
с=93,5мм
Принимаемс=94мм.
L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;
L=23/2+30+30+94+82/2;
L=206,5мм;
Принимаем L=210мм.
/>
Рис.10Эскизная компоновка вала-шестерни
5.6 Расчет вала-шестерни на изгиб скручением.
Заменяем вал балкой на опорах вместах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость(ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Fa×d/2]:
mа=164·63×10-3/2;
mа=5,2Н×м.
Определяем реакции в подшипниках ввертикальной плоскости.
1åmАу=0
-RBy·(a+b)+Fr·a-mа=0
RBy=(Fr·а- mа)/ (a+b);
RBy= (899·0,03-5,2)/ 0,06;
RBy==362,8Н
Принимаем RBy=363Н
2åmВу=0
RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0
RАy==(Fr·b+ mа)/ (a+b);
RАy =(899·0,03+5,2)/ 0,06;
RАy =536,16Н
Принимаем RАy=536Н
Проверка:
åFКу=0
RАy — Fr+ RBy=536-899+363=0
Назначаем характерные точки 1,2,2’,3и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·а;
М2у=536·0,03;
М2у =16,1Нм;
М2’у= М2у-mа(слева);
М2’у=16,1-5,2;
М2’у =10,9Нм;
М3у=0;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му,Нм (рис.11)
Рассматриваем горизонтальнуюплоскость (ось х)
1åmАх=0;
FМ·(a+b+с)-RВх·(a+b)-Ft·a=0;
972·(0,03+0,03+0,094)-RВх·(0,03+0,03)-2431·0,03=0;
RВх=(149,7-72,9)/0,06;
RВх=1279,3Н
RВх»1279Н
2åmВх=0;
-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;
RАх=(2431×0,03+972×0,094)/0,06;
RАх=2738,3Н
RАх»2738Н
Проверка
åmКх=0;
-RАх+ Ft — Fм+RВх=-2738+2431-972+1279=0
Назначаем характерные точки 1,2,2ё’,3и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх·а;
М2х=-2738·0,03:
/>
Рис.11 Эпюрыизгибающих и крутящих моментов вала-шестерни
М2х=-82,2Нм;
М3х=- Fм ·с; М3х=-972·0,094; М3х=-8,65Нм
М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft·d/2; ТII-II=2431×63×10-3/2; ТII-II=76,6Нм
6 Подборподшипников быстроходного вала
Исходныеданные
n2=nII=481,5мин-1;
dп2=40мм;
RАy=536Н;
RАх=2738Н;
RBy=363Н;
RВх=1279Н;
/>Н.
Определяем радиальные нагрузки,действующие на подшипники
/>;
/>; />
Здесь подшипник 2 – это опора А всторону которой действует осевая сила Fа (см.рис.11).
/>;
/>; />
Назначаем типподшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника,который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
/>;
/>;
Так каксоотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипниклегкой серии по dп2=40мм [1,c.217, табл.9.22].
Подшипник №208, у которого:
Dn1=80мм;
Вn1=18мм;
С0=17,8кН– статическая грузоподъемность;
С=32кН– динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл.П3].
Определяемкоэффициент осевого нагружения по отношению />.
/>; />;
При /> е=0,19 [1,c.212, табл.9.18].
Так как меньшихзначений отношения /> неториентировочно считаем е=0,15
Проверяемвыполнение неравенства
/>;
где V – коэффициент вращения, при вращениивнутреннего кольца V=1.
/>.
Определяемноминальную долговечность подшипников в часах
/> [1,c.211]; (6.1)
Fэ=V×Fr2×Kd×Kτ; [1,c.212];
где Kd — коэффициент безопасности;
Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем Kd =1,5;
Kτ – температурный коэффициент;
Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ=1×2790×1,5×1; Fэ=4185Н=4,185кН.
Подставляем вформулу (6.1):
/>; />ч.
По условиюсрок службы редуктора – 4 года в две смены. Исходя из того, что в году 260рабочих дней имеем:
Lзад=260×8×2×4; Lзад=16640ч:
Lзад>Lh.
Необходимовыбрать подшипник средней серии по dп2=40мм [1,c.217, табл.9.22].
Подшипник №308, у которого:
Dn1=90мм;
Вn1=23мм;
С0=22,4кН– статическая грузоподъемность;
С=41кН– динамическая грузоподъемность.
Подставляем вформулу (6.1):
/>; />ч.
Сейчасусловие Lзад
7 Подборподшипников тихоходного вала
Исходныеданные
n3=nIII=160,5мин-1;
dп3=40мм;
RАy=714Н;
RАх=2003Н;
RBy=185Н;
RВх=544Н;
/>Н.
Определяем радиальные нагрузки,действующие на подшипники
/>;
/>; />
Здесь подшипник 2 – это опора А всторону которой действует осевая сила Fа (см.рис.6).
/>;
/>; />
Назначаем типподшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника,который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
/>;
/>;
Так каксоотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипниклегкой серии по dп3=40мм [1,c.217, табл.9.22].
Подшипник №208, у которого:
Dn2=80мм;
Вn2=18мм;
С0=17,8кН– статическая грузоподъемность;
С=32кН– динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл.П3].
Определяемкоэффициент осевого нагружения по отношению />.
/>; />;
При /> е=0,19 [1,c.212, табл.9.18].
Так какменьших значений отношения /> неториентировочно считаем е=0,15
Проверяемвыполнение неравенства
/>;
где V – коэффициент вращения, при вращениивнутреннего кольца V=1.
/>.
Определяемноминальную долговечность подшипников в часах
/> [1,c.211]; (6.1)
Fэ=V×Fr2×Kd×Kτ; [1,c.212];
где Kd — коэффициент безопасности;
Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем Kd =1,5;
Kτ – температурный коэффициент;
Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ=1×2126×1,5×1; Fэ=3189Н=3,189кН.
Подставляемв формулу (6.1):
/>; />ч.
Условие Lзад
8 Подбор и проверочный расчет шпонкибыстроходного вала
Выбор и проверочный расчет шпоночныхсоединений проводим по [4].
/>
Рис.12 Сечение вала по шпонке
Для выходного конца быстроходноговала при d=34 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцамиbxh=10x8 мм2 при t=5мм (рис.12).
При длине ступицы муфты lМ=82мм выбираем длину шпонки l=70мм./> />
Материал шпонки – сталь 45нормализованная. Напряжения смятия и
условияпрочности определяем по формуле:
где Т –передаваемый момент, Н×мм; ТII=76,7Н
lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b, мм;
[s]см – допускаемоенапряжение смятия.
С учетомтого, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта изст.3 ([s]см=110…190Н/мм2) вычисляем:/> />
Условие выполняется.
9 Подбор и проверочный расчет шпоноктихоходного вала
Для выходного конца тихоходного валапри d=34 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8 мм2при t=5мм. ТII=218,7Н
При длине ступицы муфты lМ=82мм выбираем длину шпонки l=70мм.
С учетом того, что навыходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]см=110…190 Н/мм2)и ТIII=218,7Н вычисляем:
/>
Условие выполняется.
Для соединения тихоходного вала соступицей зубчатого колеса при d=45 мм подбираем призматическую шпонку соскругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5,5мм. При lст=50мм выбираем длину шпонки l=40мм.
Материал шпонки – сталь 45нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетомматериала ступицы чугуна СЧ20 ([s]см=70…100 МПа) и ТIII=218,7Н:
/>
Условие выполняется.
Выбранныеданные сведены в табл.3.
Таблица3
Параметрышпонок и шпоночных соединенийПараметр Вал-шестерня — полумуфта Вал-полумуфта Вал-колесо Ширина шпонки b, мм 10 10 14 Высота шпонки h, мм 8 8 9 Длина шпонки l, мм 70 70 40 Глубина паза на валу t, мм 5 5 5,5
Глубина паза во втулке t1, мм 3,3 3,3 3,8
10 Выборсистемы и вида смазки.
Скоростьскольжения в зацеплении VS = 1.59 м/с. Контактные напряжения sН = 482,7 Н/мм2. По таблице 10.29 из [3] выбираем масло И-Т-Д-680.
Используемкартерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобывенец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.12):
/>
Рис.13Схема определения уровня масла в редукторе
hм max £ 0.25d2 = 0.25×183 = 46мм;
hм min= 2×m = 2×2 = 4мм.
При вращении колеса масло будетувлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса,откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частицмасла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпусадеталей, в том числе и подшипники.
Объем масляной ванны
V = 0.65×PII = 0.65×3,866 = 2.5 л.
Контроль уровня масла производитсяпробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровнейсмазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редукторпроизводится через съемную крышку.
И длявала-шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить кней хороший доступ масла.
11 Сборкаредуктора
Для редукторапринимаем горизонтальную конструкцию разъемного корпуса, изготовленного литьемиз серого чугуна СЧ15. Устанавливаем зубчатую пару с подшипниками. Дляпредотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенкикорпуса внутренний контур стенок провести с зазором х=8…10мм [3]; такой жезазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дномкорпуса и поверхностью колес принимаем у³4х; у³(32…40)мм
Длямалонагруженных редукторов (Т2£500Нм) определяем толщины стенок крышки и основания корпуса
/>
/>; />мм, принимаем />мм.
Для креплениякрышек подшипников в корпусе и крышке предусматриваем фланцы. Крышки торцовыедля подшипников выбираем по табл.143 (глухие) и 144 (с отверстием дляманжетного уплотнения) [2, т.2, с.255].
Длябыстроходного вала:
крышкаторцовая глухая типа 2 исполнения 2 диаметром D=90мм ГОСТ18511-73;
крышкаторцовая с отверстием для манжетного уплотнения типа 1 исполнения 2 диаметром D=90мм ГОСТ18512-73.
Длятихоходного вала:
крышкаторцовая глухая типа 2 исполнения 2 диаметром D=80мм ГОСТ18511-73;
крышкаторцовая с отверстием для манжетного уплотнения типа 1 исполнения 2 диаметром D=80мм ГОСТ18512-73.
Прорисовываемкорпус и крышку редуктора с учетом рекомендаций [3.с.219].
Устанавливаемверхнюю крышку на винты и закручиваем пробки.
Список использованной литературы
1. С.А. Чернавский идр. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987г.
2. Анурьев В.И.Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Подред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999
3. Шейнблит А.Е.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991
4. Чернин И.М. и др.Расчеты деталей машин. – Мн.: Выш. школа, 1978