СОДЕРЖАНИЕ
1. Техническое задание
2. Энерго-кинематический расчет привода
3. Расчет редуктора
4. Подбор и проверочный расчет подшипников
5. Смазывание редуктора
6. Конструирование корпуса и деталей редуктора
7. Подбор и проверочный расчет муфт
8. Расчет шпоночных соединений
9. Технический уровень редуктора
Вывод
Литература
1. ТЕХНИЧЕСКОЕЗАДАНИЕ
Спроектироватьпривод электролебедки по схеме, представленной на рисунке 1.
Исходныеданные для варианта 2:
w Тяговое усилие каната F = 10 кН;
w Скорость каната u= 0,42 м/с;
w Диаметр барабана D = 150 мм;
w Срок службы редуктора L = 5 лет.
2. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙРАСЧЕТ ПРИВОДА. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
2.1. Выборэлектродвигателя
/>, (1)
где h — кпд привода;
hм — кпд муфты, hм.=0,98;
hп.к… — кпд подшипниковкачения, hп.к.= (0,99 ¸ 0,995);
hз.п. — кпд закрытойпередачи, hз.п.= (0,96 ¸ 0,98).
h = 0,992·0,982·0,982=0,904
/>, (2)
где Р — расчётная мощность электродвигателя, кВт;
Рр.м. — мощность рабочей машины, кВт.
/>, (3)
где F — тяговое усилиеканата,кН;
u — скорость каната, м/с.
/>кВт
/>кВт
По таблице [4, с.384] выбираем подходящий электродвигатель.
Таблица 1.
Типы двигателейМощность, кВт Тип двигателя Номинальная частота, об/мин 5,5 4А100L2У3 2880 4А112М4У3 1445 4А132S6У3 965 4А132М8У3 720
2.2. Определениеобщего передаточного числа привода и его разбивка по ступеням
u=u1·u2, (4)
где u – общее передаточное число привода;
u1 – передаточное число первой ступени;
u2 – передаточное число второй ступени.
Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типадвигателя.
/> (5)
где nэ.д. – частота вращения валаэлектродвигателя, об/мин;
nр.м – частота вращения рабочеймашины, об/мин.
/> (6)
/>об/мин
/> />
/> />
Из стандартного ряда передаточных чисел первой ступени u1= 4.
/> />
/> />
Из стандартного ряда передаточных чисел второй ступени u2= 4,5.
2.3. Определениечастоты вращения и моментов на валах
/> (7)
/> (8)
где nт – частотавращения тихоходного вала редуктора, об/мин;
nб – частота вращения промежуточного вала редуктора, об/мин;
/>об/мин
/>об/мин
Проверкаотклонения частоты вращения рабочей машины от расчетной.
/>
/>
/> (10)
где ωэ.д.– угловая скорость вала электродвигателя, с-1.
/> с-1
/> с-1
/> с-1
P= T·ω, (11)
где Pэл – мощностьэлектродвигателя, Вт;
Tэд – крутящийсямомент на валу электродвигателя, Н·м.
/>Н·м
Т1=Тэд·u1∙/> , (12)
Т2=Т1·u2/> , (13)
где Т1– крутящийся момент промежуточного вала редуктора, Н·м;
Т2– крутящийся момент тихоходного вала редуктора, Н·м.
Тп=46·4∙0,99∙0,98∙0,98=174,95Н·м
Тт=174,95·4,5∙0,99∙0,98∙0,98=748,54Н·м
Таблица 2.
Параметры привода Крутящий момент Т, Н×м Частота n, об/мин
Угловая скорость w, с-1 Передаточное число u Двигатель 4А250М6У3 46 965 101 Редуктор, промежуточной вал 174,95 241,25 25,25 4 Рабочий тихоходный вал 748,54 53,61 5,61 4,5
Вывод: в данном пункте был произведен энерго-кинематический расчетпривода. Выбран асинхронный двигатель. Рассчитаны передаточные числа каждойступени. Определены крутящие моменты, угловые скорости и частоты вращения навалах ступеней.
3. РАСЧЁТ РЕДУКТОРА
3.1. Расчет первойступени цилиндрического редуктора
3.1.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Потаблице 3.2 [4, с.50] выбираем марку стали: 45 термообработка –нормализация. Принимаемтвёрдость шестерни НВ1=207, твёрдость колеса НВ2=195.
Допускаемое контактное напряжение:
[σн]= (1,8·НВср+67)×КHL , (14)
где [σн]- допускаемое контактное напряжение,Н/мм2;
КHL – коэффициент долговечности, КHL=1;
НВср– твердость детали.
[σн.]1=1,8· 207+67= 439,6 Н/мм2
[σн.]2=1,8· 195+67= 418 Н/мм2
Зарасчётное допускаемое напряжение принимаем меньшее из двух допускаемых контактныхнапряжений [σн]=418 Н/мм2.
Допускаемоенапряжение изгиба определяется:
[σF]= 1,03·НВ×КFL , (15)
где [σF] — допускаемое напряжение изгиба, Н/мм2;
KFL– коэффициент долговечности, KFL=1;
[σ F]1=1,03·207 = 213,21 Н/мм2
[σ F]2=1,03·195 = 200,85 Н/мм2
3.1.2. Определение значения межосевого расстояния
/>, (16)
где Kнβ – коэффициент неравномерности нагрузки подлине зуба, Kнβ = 1;
Ka – вспомогательный коэффициент: для косозубыхпередач Ka=43;
ψa – коэффициент ширины венца колеса, для несимметричныхредукторов, ψa=0,2….0,25, принимаем ψa= 0,2;
/>мм
Полученноезначение межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69 aω=150 мм.
3.1.3. Определение рабочей ширины венца колеса ишестерни
/> (17)
/> (18)
где /> — рабочая ширина венцашестерни, мм;
/> — рабочая ширина венцаколеса, мм.
/>
3.1.4. Определение модуля передачи
/> , (19)
где m – модуль передачи, мм;
Кm – вспомогательный коэффициент, для косозубой передачиКm = 5,8;
d2 – делительный диаметр колеса, мм.
/> (20)
/> мм
/>
Полученноезначение модуля округляет до ближайшего значения из стандартного ряда по ГОСТ9563-60 m = 1,5 мм.
3.1.5. Определение суммарного числа зубьев и угла наклона зуба
/>, (21)
Принимаемминимальный угол наклона зуба βminравным 10°.
/> (22)
где zΣ – суммарное число зубьев;
z1,z2 – числазубьев шестерни и колеса;
β – действительное значение угла наклона зуба.
/>
/>
3.1.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса
/> (23)
/>
z2=196– 39= 157
3.1.7. Определение фактического значенияпередаточного числа.
Проверкапередачи по передаточному числу
/> (24)
Δu=(|uт-u|/uт)·100% , (25)
где u – фактическое значение передаточного числа редуктора;
uт – теоретическое значение передаточного числа взятогоиз стандартного ряда редукторов, uт=4;
Du –отклонение фактического значения передаточного числа редуктора от заданного, %.
/>
Du=(|4,03-4|)/4·100%=0,75%
3.1.8. Определение фактического межосевогорасстояния.
/> (26)
/>мм
3.1.9. Определение геометрических параметров колесаи шестерни
Делительные диаметры
d1=m×z1/cosb, (27)
d2=m×z2/cosb,
где d1 – диаметр шестерни, мм;
d2 – диаметр колеса, мм.
d1=1,5×39/cos11,48°=59,7 мм
d2=1,5×157/cos11,48°=240,3 мм.
Диаметры вершин зубьев
da1=d1+2×m, (28)
da2=d2+2×m,
где da1 – диаметр вершины зубашестерни, мм;
da2 – диаметр вершины зубаколеса, мм.
da1=59,7+2×1,5= 62,7мм
da2=240,3+2×1,5= 243,3мм
Диаметрывпадинзубьев
df1= d1-2,5×m, (29)
df2= d2-2,5×m,
где df1 – диаметр впадины зуба шестерни, мм;
df2 – диаметр впадины зуба шестерни, мм.
df1=59,7 – 2,5×1,5= 55,95мм
df2=240,3 – 2,5×1,5= 236,55 мм
3.1.10. Проверка зубьев шестерни и колеса наконтактную выносливость
/>, (30)
где К – вспомогательныйкоэффициент, для косозубых передач К=376 [4, с.61]
Кнα– коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4, с.63]находим Кнα = 1,14;
Kнυ – коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4, с.62] Kнυ = 1,04;
/>
Колесо и шестерня проходят проверку на контактную выносливость.
3.1.11. Проверка зубьев шестерни и колеса навыносливость при изгибе.
sF2=YF2×Yb× KFb×KFn×2×Т2/(d2b2×m)£[sF]2, (31)
sF1=sF2(YF1/YF2)£[sF]1, (32)
где sF1,2 – фактические напряжения изгиба для шестерни иколеса, Н/мм2;
YF1,2 – коэффициенты формызуба для колеса и шестерни, определяются в зависимости от эквивалентного числазубьев (zv1=z1/cos3b1; zv2=z2/cos3b2), икоэффициента смещения равный 0, и определяется по графику;
Yb — коэффициент, учитывающий наклон зуба;
KFb — коэффициент неравномерности нагрузкипо длине зуба,
KFb =1;
KFn — коэффициент, учитывающий динамическуюнагрузку, KFn=1,11.
Значение YF1,2 определяемпо таблице 4.4 [4, с.64] в зависимости от эквивалентного числа зубьев, zv1,2= z1,2/cos3β.
zv2=157/cos311,48°= 166,8
YF2=3,62
zv1=39/cos311,48°= 41,44
YF1=3,69
Yb=1-β/140 (33)
Yb=1-11,48°/140=0,918
sF2=2×174950×3,62×1×0,918×1,11/(240,3×30×1,5) = 119,4 МПа
sF2= 119,4£200,85 Н/мм2
sF1=119,4(3,69/3,62) = 121,7 £[sF]2
sF1= 121,7 £ 213,21Н/мм2
Колесо ишестерня проходят проверку на изгиб.
Таблица 3.
Параметрыпервой ступени косозубой передачи Шестерня Колесо Материал Сталь 45 Сталь 45 Твердость НВ 207 195 Допускаемое контактное напряжение [σн], Н/мм2 439,6 418 Допускаемое напряжение на изгиб [σF], Н/мм2 213,21 200,85 Ширина венца b, мм 34 30 Делительный диаметр d, мм 59,7 240,3
Диаметр впадин df, мм 55,95 236,55
Диаметр вершин dа, мм 62,7 243,3 Число зубьев z 39 157
Контактное напряжение σн, Н/мм2 412,7
Напряжение на изгиб σF, Н/мм2 121,7 119,4
Межосевое расстояние аw, мм 150 Угол наклона зубьев b, ° 11,48
Фактическое передаточное число редуктора uф 4,03 Модуль передачи m 1,5
3.2. Расчет второйступени цилиндрического редуктора
3.2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Потаблице 3.2 [4, с.50] выбираем марку стали: 45 термообработка –нормализация. Принимаемтвёрдость шестерни НВ1=207, твёрдость колеса НВ2=195.
Допускаемое контактное напряжение:
[σн.]1=1,8· 207+67= 439,6 Н/мм2
[σн.]2=1,8· 195+67= 418 Н/мм2
Зарасчётное допускаемое напряжение принимаем меньшее из двух допускаемыхконтактных напряжений [σн]=418 Н/мм2.
Допускаемоенапряжение изгиба определяется:
[σF]1=1,03·207 = 213,21 Н/мм2
[σ F]2=1,03·195 = 200,85 Н/мм2
3.2.2. Определение значения межосевого расстояния
/>мм
Полученноезначение межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69 aω=240 мм.
3.2.3. Определение рабочей ширины венца колеса ишестерни
/>
3.2.4. Определение модуля передачи
/> мм
/>
Полученноезначение модуля округляет до ближайшего значения из стандартного ряда по ГОСТ9563-60 m = 2,5 мм.
3.2.5. Определение суммарного числа зубьев и угла наклона зуба
/>
/>
3.2.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса
/>
z2=189– 34= 155
3.2.7. Определение фактического значенияпередаточного числа. Проверка передачи по передаточному числу
/>
Du=(|4,56-4,5|)/4,5·100%=1,33%
3.2.8. Определение фактического межосевогорасстояния.
/>мм
3.2.9. Определение геометрических параметров колесаи шестерни
Делительные диаметры
d1=2,5×34/cos10,14°=86,4 мм
d2=2,5×155/cos10,14°=393,6 мм.
Диаметры вершин зубьев
da1=86,4+2×2,5= 91,4мм
da2=393,6+2×2,5= 398,6мм
Диаметрывпадинзубьев
df1=86,4 – 2,5×2,5=80,15мм
df2=393,6 – 2,5×2,5=387,35 мм
3.2.10. Проверка зубьев шестерни и колеса наконтактную выносливость
Кнα– коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4, с.63]находим Кнα = 1,11;
Kнυ – коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4, с.62] Kнυ = 1,01;
/>
Колесо и шестерня проходят проверку на контактную выносливость.
3.2.11. Проверка зубьев шестерни и колеса навыносливость при изгибе.
KFn — коэффициент, учитывающий динамическуюнагрузку, KFn=1,04.
Значение YF1,2 определяемпо таблице 4.4 [4, с.64] в зависимости от эквивалентного числа зубьев, zv1,2= z1,2/cos3β.
zv2=155/cos310,14°= 162,5
YF2=3,62
zv1=34/cos310,14°= 35,6
YF1=3,75
Yb=1-10,14°/140=0,928
sF2=2×748540×3,62×1×0,928×1,04/(393,6×48×2,5) = 110,7 МПа
sF2= 110,7£200,85 Н/мм2
sF1=110,7(3,75/3,62) = 114,7 £[sF]2
sF1= 114,7 £ 213,21Н/мм2
Колесо ишестерня проходят проверку на изгиб.
Таблица 4.
Параметрыпервой ступени косозубой передачи Шестерня Колесо Материал Сталь 45 Сталь 45 Твердость НВ 207 195 Допускаемое контактное напряжение [σн], Н/мм2 439,6 418 Допускаемое напряжение на изгиб [σF], Н/мм2 213,21 200,85 Ширина венца b, мм 52 48 Делительный диаметр d, мм 86,4 393,6
Диаметр впадин df, мм 80,15 387,35
Диаметр вершин dа, мм 91,4 398,6 Число зубьев z 34 155
Контактное напряжение σн, Н/мм2 405,6
Напряжение на изгиб σF, Н/мм2 114,7 110,7
Межосевое расстояние аw, мм 240 Угол наклона зубьев b, ° 10,14
Фактическое передаточное число редуктора uф 4,56 Модуль передачи m 2,5
3.3. Расчет нагрузокпривода
Силы в зацеплении первой ступени
Определим окружную силу.
/>, (34)
/>Н
Определим радиальную силу.
/>, (35)
где a — уголзацепления, для косозубых передач он принят a = 20°.
/>Н
Определим осевую силу.
/>, (36)
/>Н
Силы для шестерни равны по значению силам для колеса, но противоположныпо знаку.
Определение консольных сил
Определим силу действующую на быстроходный вал от муфты.
/> (37)
/>Н
Силы в зацеплении второй ступени
Определим окружную силу.
/>, (38)
/>Н
Определим радиальную силу.
/>, (39)
где a — уголзацепления, для косозубых передач он принят a = 20°.
/>Н
Определим осевую силу.
/>, (40)
/>Н
Силы для шестерни равны по значению силам для колеса, но противоположныпо знаку.
Определение консольных сил
Определим силу действующую на тихоходный вал от муфты.
/> (41)
/>Н
Таблица 5.
Нагрузка привода Быстроходный вал Промежуточный вал Тихоходный вал 1 ступень 2 ступень
Окружная сила Ft, Н 1456,1 1456,1 3803,6 3803,6
Радиальная сила Fr, Н 540,8 540,8 1406,4 1406,4
Осевая сила Fa, Н 295,7 295,7 680,3 680,3
Консольная сила Fм, Н 339,1 - - 1368
Схема нагружения валов цилиндрического двухступенчатого редуктораприведена на рисунке 2.
/>
Рисунок 2. Схема нагружения валов
3.4. Расчёт валов
3.4.1. Проектный расчёт валов
Быстроходныйвал.
Изрекомендации применяем термически обработанную среднеуглеродистую сталь 45.
НВ=200
/>, (42)
где d1 – диаметр входного вала подшкив, мм;
[τ] – напряжение кручения, [τ]к=10Н/мм2.
l1=(1,2…1,5)d1, (43)
где l1 – длина ступени вала под шкив, мм.
/> мм
l1=1,2·28,4 = 34,08 мм
По таблице 7.1. [4, с.109] определяем значение высоты буртика t = 2,2 мм.
d2=d1+2t, (44)
где d2 – диаметр вала под подшипник ипод уплотнение крышки с отверстием, мм.
l2=1,5d2, (45)
где l2 – длина ступени вала подподшипник и под уплотнение крышки с отверстием.
d2 = 28,4+2·2,2 = 32,8 мм
l2 = 1,5·32,8= 49,2 мм
d3=d2+3,2r, (46)
где r – радиус галтели, определяем по таблице 7.1.[4, с.109], r = 2,5 мм;
d3 – диаметр вала под шестерню, мм.
d3 = 32,8+3,2·2,5 = 40,8 мм
Длину ступенивала под шестерню (l3) определяем изкомпоновки редуктора.
d4=d2,
l4=B
где d4 – диаметр вала под подшипник, мм;
l4 – длина ступени вала под подшипник,мм;
В – ширина внутреннего кольца подшипника, мм.
Полученные значения d2 и d4 округляем до ближайшего значения внутреннегокольца подшипника d=35мм.
Значения d1, l1,l2,d3округляем до ближайшего стандартного значения Ra40.
d1=28мм
l1=34мм
l2=50мм
d3=40мм
Промежуточныйвал.
Изрекомендации применяем термически обработанную среднеуглеродистую сталь 45.
НВ=200
[τ] – напряжение кручения, [τ]к=15Н/мм2.
/> мм
По таблице 7.1. [4, с.109] определяем значение высоты буртика t = 2,5 мм.
d2 = 38,8+2·2,5 = 43,8 мм
По таблице7.1.[4, с.109] определяем r = 3 мм.
d3 = 43,8+3,2·3 = 53,4 мм
Длину ступенивала под шестерню и под колесо (l3)определяем из компоновки редуктора.
d4=d2,
l2=l4=B
где d4 – диаметр вала под подшипник, мм;
l4 – длина ступени вала под подшипник,мм;
В – ширина внутреннего кольца подшипника, мм.
Полученные значения d2 и d4 округляем до ближайшего значения внутреннегокольца подшипника d=45мм.
Значения d1, d3округляем до ближайшего стандартного значения Ra40.
d1=38мм
d3=53мм
Тихоходный вал.
Изрекомендации применяем термически обработанную среднеуглеродистую сталь 45.
НВ=200
/>, (47)
где d1 – диаметр входного вала подполумуфту, мм;
[τ] – напряжение кручения, [τ]к = 20 Н/мм2.
l1=(1,0…1,5)d1, (48)
где l1 – длина ступени вала подполумуфту, мм.
/> мм
l1 = 1,2·57,2 = 68,64 мм
По таблице определяем значение высоты буртика t = 3мм
d2=d1+2t, (49)
где d2 – диаметр вала под подшипник ипод уплотнение крышки с отверстием, мм.
l2=1,25d2, (50)
где l2 – длина ступени вала под подшипник и подуплотнение крышки с отверстием.
d2=57,2+2·3=63,2 мм
l2=1,25·63,2=79мм
d3=d2+3,2r, (51)
где r – радиус галтели, определяем по таблице, r=3,5мм;
d3 – диаметр вала под колесо, мм.
d3=63,2+3,2·3,5=74,4 мм
Длину ступени вала под колесо (l3)определяем из компоновки редуктора.
d4=d2,
l4=B,
где d4 – диаметр вала под подшипник, мм;
l4 – длина ступени вала под подшипник,мм;
В – ширина внутреннего кольца подшипника, мм.
Полученные значения d2 и d4 округляем до ближайшего значения внутреннегокольца подшипника d=65 мм.
Значения d1, l1,l2,d3округляем до ближайшего стандартного значения Ra40.
d1=56мм
l1=71мм
l2=80мм
d3=75мм
Таблица 6.
Конструктивные параметры валовВал Быстроходный Промежуточный Тихоходный
Диаметр выходного конца вала d1, мм 28 - 56
Длина выходного конца вала l1, мм 34 - 71
Диаметр вала под подшипник d2= d4, мм 35 45 65
Длина вала под подшипник и крышку с уплотнением l2, мм 50 25 80
Диаметр вала под шестерню или колесо d3, мм 40 53 75
3.4.2. Проверочныйрасчёт валов. Определение точекприложения нагрузок
Точки приложения реакций подшипников определим из эскизной компоновки редуктора(приложение 1). На валах расположены радиальные подшипники, и, следовательно,расстояние между реакциями опор вала равно l.
l = L – B, (52)
где L – расстояние между внешними сторонами парыподшипников, мм;
В – ширина подшипника, мм.
Определяем из компоновки.
Для быстроходного вала L = 195,75 мм, В =17 мм.
Для промежуточного вала L = 211,75 мм, В =25 мм.
Для тихоходного вала L = 227,75 мм, В =33 мм.
lб = 195,75 – 17 = 178,75 мм
lпр = 211,75 – 25 = 186,75 мм
lт = 227,75 – 33 = 194,75 мм
Расстояние от центра подшипника до центра шестерни или колеса определимиз компоновки.
lб1 = 48,25 мм, lб2 = 130,5 мм
lпр1 = 52,25 мм, lпр2 = 65,75 мм, lпр3= 68,75 мм
lт1 = 122 мм, lт2 = 72,75 мм
Сила давления муфту приложена к торцевой плоскости выходного конца валана расстоянии lм от точки приложения реакциисмежного подшипника.
Быстроходный вал.
lм1 = 75,5 мм
Тихоходный вал.
lм2 = 134,5 мм
Определение реакций в опорах подшипников
Расчетная схема быстроходного вала представлена на рисунке 3.
Вертикальная плоскость.
SМА =0
/>
/>
/>-96,6Н
Меняем направление реакции.
SМВ =0
/>
/>
/>— 444,2Н
Меняем направление реакции.
Проверка
SY = 0
/>
/>
Горизонтальная плоскость.
SМА =0
/>
/>
/> Н
Меняем направление реакции.
SМВ =0
/>
/>
/>Н
Меняем направление реакции.
Проверка
SХ = 0
/>
–536,3 –580,7 + 1456,1 – 339,1=0
Расчетная схема промежуточного вала представлена на рисунке 4.
Вертикальная плоскость.
SМС =0
/>
/>
/>Н
Меняем направление реакции.
SМD = 0
/>
/>
/>Н
Меняем направление реакции.
Проверка
SY = 0
/>
/>
Горизонтальная плоскость.
SМС =0
/>
/>
/> Н
Меняем направление реакции.
SМD = 0
/>
/>
/>Н
Меняем направление реакции.
Проверка
SХ = 0
/>
–2449 –2810,7 + 1456,1 + 3803,6=0
Расчетная схема тихоходного вала представлена на рисунке 5.
Вертикальная плоскость.
SМЕ =0
/>
/>
/>Н
Меняем направление реакции.
SМН= 0
/>
/>
/>Н
Проверка
SХ = 0
/>
162,1 – 1568,5 + 1406,4 =0
Горизонтальная плоскость.
SМН =0
/>
/>
/>Н
Меняем направление реакции.
SМЕ =0
/>
/>
/>Н
Меняем направление реакции.
Проверка
SУ = 0
/>
–2365,6 – 70 + 3803,6 – 1368=0
Определение суммарных реакций в опорах подшипников
Быстроходный вал.
/>
/>Н
/>
/>Н
Промежуточный вал.
/>
/>Н
/>
/>Н
Тихоходный вал.
/>
/>Н
/>
/>Н
Построение эпюры изгибающих и крутящих моментов
Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости в характерных сечениях.
Быстроходный вал.
МХ1 = 0; МХ2 = 0; МХ3 = − RAу∙lб1;МХ4 = 0; МХ3 = − RВу∙lб2
МХ3 = − 580,7∙48,25= −28,02 Нм; МХ3=− 536,3∙130,5= −70 Нм
Промежуточный вал.
МХ1 = 0; МХ4 = 0
МХ2 = − RСу∙lпр1; МХ2 = − RDу∙(lпр2+ lпр3)+ Fr12∙lпр2
МХ3 = − RСу∙(lпр1 + lпр2)+Fr21∙ lпр2; МХ3 = − RDу∙lпр3;
МХ2 = −874,4∙52,25= −45,7 Нм; МХ3=−1072,8∙68,75= −73,76 Нм
МХ2 = −1072,8∙(65,75 + 68,75)+1406,4∙65,75=−51,82Нм
МХ3 = −874,4∙(52,25 + 65,75)+540,8∙65,75=−67,62Нм
Тихоходный вал.
МХ1 = 0; МХ3 = 0; МХ2 = RЕу∙lт1;МХ4 = 0; МХ2 = − RНу∙lт2
МХ2 = 162,1∙122= 19,8 Нм; МХ2 =− 1568,5∙72,75=−114,1 Нм
Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в характерныхсечениях.
Быстроходный вал.
МУ1 = 0; МУ2 = FМ1∙lМ1; МУ3 = FМ1∙(lМ1+ lб1)+RАх∙lб1; Му4= 0;
МУ2 = 339,1∙75,5=25,6Нм
МУ3 = 339,1∙(75,5+48,25)+580,7∙48,25=70Нм
Промежуточный вал.
МУ1 = 0; МУ2 = RСх∙lпр1; МУ3 = RСх∙( lпр1+ lпр2)−Ft21∙ lпр2; Му4= 0;
МУ2 = 2449∙52,25=127,96Нм
МУ3 =2449∙(52,25+65,75)−1456,1∙65,75=193,2Нм
Тихоходный вал.
МУ1 = 0; МУ2 = RЕх∙lт1; МУ3 = RЕх∙lт−Ft22∙ lт2; Му4= 0;
МУ2 = 2365,6∙122=288,6Нм
МУ3 =2365,6∙194,75−3803,6∙72,75=184Нм
Определим крутящие моменты на каждом валу.
Быстроходный вал.
/>
/>Нм
Промежуточный вал.
/> Нм
Тихоходный вал.
/> Нм
Определение суммарных изгибающих моментов
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях 2и 3.
Быстроходный вал.
/>
/> Нм
/>
/> Нм
Наиболее нагруженное сечение 3 под шестерней.
Промежуточный вал.
/> Нм
/> Нм
Наиболее нагруженное сечение 3 под шестерней.
Тихоходный вал.
/> Нм
/> Нм
Наиболее нагруженное сечение 2 под колесом.
/>
Рисунок 3. Расчетная схема быстроходного вала
/> Рисунок 4. Расчетнаясхема промежуточного вала
/> Рисунок5. Расчетная схема тихоходного вала
Расчет валов на прочность
Расчет валов на прочность выполним на совместное действие изгиба икручения. Цель расчета – определить коэффициенты запаса прочности в опасныхсечениях вала и сравнить их с допускаемыми:
s ³ [s].
Определение напряжения в опасных сечениях вала
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуданапряжений sаравна расчетным напряжениям изгиба sи:
/>, (53)
где М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм;
Wнетто – осевой момент сопротивлениясечения вала, мм3.
/> - для круглого сплошногосечения вала,
/> — для вала с шпоночнымпазом.
Быстроходный вал.
Третье сечение.
/>мм3
/> Н/мм2
Промежуточный вал.
Третье сечение.
/>мм3
/> Н/мм2
Тихоходный вал.
Второе сечение.
/>мм3
/> Н/мм2
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при которомамплитуда цикла tаравна половине расчетных напряжений кручения tк:
/>, (54)
где Мк – крутящий момент, Нм;
Wrнетто – полярный момент инерции сопротивлениясечения вала, мм3.
/> - для круглого сплошногосечения вала,
/> — для вала с шпоночнымпазом.
Быстроходный вал.
Третье сечение.
/>мм3
/> Н/мм2
Промежуточный вал.
Третье сечение.
/>мм3
/> Н/мм2
Тихоходный вал.
Второе сечение.
/>мм3
/> Н/мм2
Определение коэффициента концентрации нормальных и касательных напряженийдля расчетного сечения вала
/>; (55)
/>, (56)
где Кs иКt -эффективные коэффициенты концентрации напряжений, таблица 11.2 [4, с. 257], дляопасного сечения всех валов Кs=1,6 и Кt=1,4;
Кd – коэффициент влияния абсолютныхразмеров поперечного сечения, таблица 11.3 [4, с. 258];
КF – коэффициент влияния шероховатости, таблица 11.4 [4, с.258]КF = 1,0;
Ку – коэффициент влияния поверхностного упрочнения, таблица11.5 [4, с. 258] Ку = 1,7.
Быстроходный вал.
Третье сечение.
/>
/>
Промежуточный вал.
Третье сечение.
/>
/>
Тихоходный вал.
Второе сечение.
/>
/>
Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала
/>; (57)
/>, (58)
где s-1и t-1 –пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,определяется по таблице 3.2 [4, с. 50] для обоих валов — s-1 = 260 Н/мм2.
t-1»0,58×s-1
t-1=0,58×260 = 150,8Н/мм2;
Быстроходный вал.
Третье сечение.
/> Н/мм2
/> Н/мм2
Промежуточный вал.
Третье сечение.
/> Н/мм2
/> Н/мм2
Тихоходный вал.
Второе сечение.
/> Н/мм2
/> Н/мм2
Определение коэффициента запаса прочности по нормальным и касательнымнапряжениям
/>; (59)
/> (60)
Быстроходный вал.
Третье сечение.
/>
/>
Промежуточный вал.
Третье сечение.
/>
/>
Тихоходный вал.
Второе сечение.
/>
/>
Определение общих коэффициентов запаса прочности
/> (61)
Быстроходный вал.
Третье сечение.
/>
Промежуточный вал.
Третье сечение.
/>
Тихоходный вал.
Второе сечение.
/>
Все валы проходят проверку на прочность.
Вывод: в данном пункте был произведен расчет редуктора. Определены основныегабаритные размеры каждой передачи. Рассчитаны на прочность валы каждойступени.
4. ПОДБОР ИПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
Определение типа подшипника
Всоответствии с таблицей 7.2 [4, с.107] определим тип, серию и схему установкиподшипников.
Длябыстроходного вала назначаем радиальные шариковые однорядные легкой серии,установленные с одной фиксированной опорой.
Дляпромежуточного вала назначаем радиальные шариковые однорядные средней серии,установленные с одной фиксированной опорой.
Длятихоходного вала назначаем радиальные шариковые однорядные средней серии,установленные с одной фиксированной опорой.
Определение размеров подшипников
Для быстроходного вала
Условноеобозначение: 207
d= 35 мм,
D=72 мм,
B= 17 мм,
r= 2 мм,
Сr= 25,5 кН
С0r= 13,7 кН
Для промежуточного вала
Условноеобозначение: 309
d= 45 мм,
D=100 мм,
B= 25 мм,
r= 2,5 мм,
Сr= 52,7 кН
С0r= 30,0 кН
Для тихоходного вала
Условноеобозначение: 313
d= 65 мм,
D= 140мм,
B= 33 мм,
r= 3,5 мм,
Сr= 92,3 кН
С0r= 56 кН
Проверочный расчет подшипников
Пригодность подшипников определяется сопоставлениемрасчетной динамической грузоподъемности Сrр, Н, с базовой Сr, или базовой долговечности L10h, ч, с требуемой Lh (Lh=37230 ч), по условиям:
Сrр ≤Сr или L10h³ Lh
/> (62)
/>, (63)
где RЕ –эквивалентная динамическая нагрузка, Н
w — угловая скорость соответствующего вала,
m =3– для шариковых подшипников.
Схема нагружения подшипников
Определим нагрузки в подшипниках.
Для шарикоподшипников характерны следующие соотношения:
Ra1 = Ra2= Fa
Быстроходный вал.
Ra1 = Ra2 = 295,7 Н
Rr1 = RB; Rr2 = RA
Rr1 = 544,9 Н
Rr2 = 731,1 Н
/>
Рисунок 6. Схема нагружения подшипников быстроходного вала
Промежуточный вал.
Ra1 = Ra2= 680,3 Н
Rr1 = RD;Rr2 = RС
Rr1 = 3008,5 Н
Rr2 = 2600,4 Н
/>
Рисунок 7. Схема нагружения подшипников промежуточного вала.
Тихоходный вал.
Ra1 = Ra2= 680,3 Н
Rr1 = RЕ;Rr2 = RН
Rr1 = 2371,1 Н
Rr2 = 1570,1 Н
/>
Рисунок 8. Схема нагружения подшипников тихоходного вала
Определение эквивалентной динамической нагрузки подшипников
Эквивалентная динамическая нагрузка, Н:
/> при /> (64)
/> при />, (65)
где Кб– коэффициент безопасности, находим по таблице9.4 [4, с.133] Кб=1,4;
КТ– температурный коэффициент, при рабочей температуредо 100° С находим по таблице 9.5 [4, с.135] КТ =1,0;
Х – коэффициент радиальной нагрузки, находим по таблице9.1 [4, с.129] Х=0,56;
V – коэффициент вращения, дляподшипников с вращающемся внутренним кольцом V = 1.
Быстроходныйвал.
Определим для каждого подшипника соотношение/> и сравним полученное значениес е.
Значение коэффициентов е и Y длярадиальных шарикоподшипников определим из соотношения Ra/Cor по таблице 9.2 [4, с.131].
/>
Получаем е =0,2, Y=2,15.
/>
/>
Найдем эквивалентную динамическуюнагрузку.
/>Н
/>Н
Промежуточныйвал.
Определим для каждого подшипника соотношение/> и сравним полученное значениес е.
/>
Получаем е =0,2, Y=2,1.
/>
/>
Найдем эквивалентную динамическуюнагрузку.
/>Н
/>Н
Тихоходныйвал.
Определим для каждого подшипника соотношение/> и сравним полученное значениес е.
/>
Получаем е =0,175, Y=2,6.
/>
/>
Найдем эквивалентную динамическуюнагрузку.
/>Н
/>Н
Определение расчетной динамической грузоподъемности
Быстроходный вал
/>Н
18898,5≤ 25500
Промежуточный вал
/>Н
35465,3≤ 52700
Тихоходный вал.
/>Н
21363,8≤ 92300
Определение базовой долговечности
Быстроходный вал.
/>часов
91460,5³ 37230
Промежуточный вал.
/>часов
122156³ 37230
Тихоходный вал.
/>часов
3002342³ 37230
Определение пригодности подшипников
Условие Сrр ≤ Сr и L10h³ Lhвыполняется,следовательно, предварительно выбранные подшипники пригодны для конструированияподшипниковых узлов.
Вывод: вданном пункте был произведен расчет редуктора. Определены основные габаритныеразмеры каждой передачи. Рассчитаны на прочность валы каждой ступени.
5. СМАЗЫВАНИЕРЕДУКТОРА
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидкиммаслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатыхпередач при окружных скоростях
от 0,3 до 12, 5 м/с.
Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения взубьях sн ифактической окружной скорости колес n. По таблице 10.29 [4, с. 241] выбираем сорт масла И-Г-С-68.
Для двухступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванныопределяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для смазыванияпроектируемого редуктора достаточно 4 л масла.
В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса:
/>, (66)
где m – модуль зацепления;
2,5 мм ≤ hм ≤ 0,25×393,6 = 98,4мм
Контроль уровня масла производится жезловым маслоуказателем.
Для слива масла в корпусе редуктора предусматриваем сливное отверстие,закрываемое пробкой М16´1,5.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышаетсядавление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения истыки. Чтобы избежать этого, устанавливаем отдушины в верхней точке редуктора.
Так как окружная скорость n
6. КОНСТРУИРОВАНИЕКОРПУСА И ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Сконструируем колесо первой ступени
Толщина обода.
/> (67)
/>мм
Наружный диаметр ступицы.
/> (68)
/>мм
Длина ступицы.
lст=(1,0…1,5)d (69)
lст=1,5·53=79,5 мм
Толщина ступицы.
dст=0,3d
dст=0,3×53=15,9 мм
Толщина диска.
/> (70)
/>мм.
Сконструируем колесо второй ступени
Толщина обода.
/>мм
Наружный диаметр ступицы.
/>мм
Длина ступицы.
lст=1,5·75=112,5 мм
Толщина ступицы.
dст=0,3×75=22,5 мм
Толщина диска.
/>мм.
Расчёт толщины стенок корпуса и рёбер жёсткости:
/> (71)
/>
Принимаем значениетолщины стенки корпуса редуктора δ = 6 мм
Определим основные размеры редуктора:
1. Диаметр болтов для крепления фундаментального фланца редуктора к раме: d1= M10; d0=11мм;
Расстояние между болтами: lв=(12…15)d1 =15·10 = 150 мм;
Ширина фланца К=3d=3·10=30мм;
Толщина фланца b=1,5δ=1,5·10=15мм; С=1,2·10=12мм.
2. Диаметр стержней болтов для соединения фланца крышки и основания корпусана продольных длинных сторонах редуктора, d2 =M8; d0=9мм;
Расстояние между болтами lв= (12…15)d =15·8 =120 мм;
Ширина фланца К1= 2,7·8 = 21,6мм;
Толщина фланца b=1,5δ=1,5·8=12мм; С1=0,5·8 = 4 мм.
3. В проектируемом редукторе используем врезные крышки. По таблице К18[4, с.396] выбираем крышки Dк1= 72 мм, Dк2= 100 мм, Dк3=140 мм.
4. Для осмотра внутреннего состояния редуктора в крышке устанавливаетсялюк.
5. Диаметр стержней винтов со шлицом под отвёртку для крепления крышкисмотрового люка к фланцу, d5=M6;
Ширина фланца К=2,7·6=16,2мм;
Расстояние между винтами lв=(12…15)d=13·6=78мм;
С=1,2·6=7,2мм; b2=1,5·6=9мм.
6. Для фиксирования корпуса редуктора относительно крышки редуктора применяемдва штифта, диаметр штифта dшт=6 мм.
7. Для удобства монтажа в крышке редуктора изготавливаются проушины диаметром d =3∙d= 3∙6 =18 мм.
7. ПОДБОР ИПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТ
Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающиймомент Т, Нм, установлены стандартом. Муфты выбирают по большему диаметруконцов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который долженбыть в пределах номинального:
/>, (72)
где Кр – коэффициент режима нагрузки, таблице 10.26[4, с. 237]Кр= 2;
Т1 –вращающий момент на быстроходном валу редуктора, Нм.
/> Нм
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую с полумуфтой под тормоз.
Муфта 125-28-I.1-28-II.2-У3ГОСТ 21424-75.
Проверим выбранную муфту.
/> (73)
где />длина пальца, />33 мм;
/>диаметр установки пальцев, />78 мм;
z – число пальцев, 4;
dП – диаметр пальца, dП=14 мм.
/>МПа
/> (74)
где />длина втулки, />28 мм.
/>
Муфта удовлетворяет условиям выбора.
Для соединения тихоходного вала и вала барабана выбираем зубчатую муфтуМЗ 56-I-56-II.2-У3 по ГОСТ5006-83.
Выбранную муфту проверим смятие зубьев.
/> (75)
где К – коэффициент, учитывающий режим работы, К=1,1;
b – длина зуба, b =10 мм;
d – диаметр делительной окружности, d =z∙m.
z – число зубьев, z=50;
m – модуль зацепления, m=2 мм;
/> – допустимое удельноедавление, />=15 МПа.
/>МПа
Муфта удовлетворяет условиям выбора.
8. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХСОЕДИНЕНИЙ
Призматические шпонки: две тихоходного вала и одну на быстроходном валу- проверяем на смятие.
Под полумуфту быстроходного вала устанавливаем шпонку:
d = 28 мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t1= 4 мм, t2 = 3,3 мм, l= 22 мм.
Под колесо промежуточного вала устанавливаем шпонку:
d = 53 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t1 = 6 мм, t2 =4,3 мм, l = 70 мм.
Под колесо тихоходного вала устанавливаем шпонку:
d = 75 мм, b = 20 мм, h = 12 мм, t1 = 7,5 мм, t2= 4,9 мм, l = 100 мм.
Под полумуфту тихоходного вала устанавливаем шпонку:
d = 56 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t1 = 6 мм, t2 =4,3 мм, l = 63 мм.
Условие прочности:
/>, (76)
где Ft – окружная сила на шестерне иликолесе, Н;
Асм = (0,94×h – t1)×lр– площадь смятия, мм2;
lр =l — b – рабочая длина шпонки соскругленными торцами, мм;
где l – полная длина шпонки; b,h, t1 – стандартныеразмеры;
[sсж]- допускаемое напряжение на смятие, [sсж] = 190Н/мм2.
Вычислим напряжение смятия для шпонки под полумуфтой.
lр = 22 – 8 = 14мм
Асм = (0,94×7 – 4)×14 = 36,12 мм2
/>Н/мм2
Вычислим напряжение смятия для шпонки под колесом на промежуточном валу.
lр = 70 – 16 = 54мм
Асм = (0,94×10 – 6)×54 = 183,6 мм2
/>Н/мм2
Вычислим напряжение смятия для шпонки под колесом на тихоходном валу.
lр = 100 – 20 = 80мм
Асм = (0,94×12 – 7,5)×80 = 302,4 мм2
/>Н/мм2
Вычислим напряжение смятия для шпонки под полумуфту.
lр = 63 – 16 = 47мм
Асм = (0,94×10– 6)×47 = 159,8мм2
/>Н/мм2
Все шпонки выдерживают напряжение смятия.
9. ТЕХНИЧЕСКИЙ УРОВЕНЬРЕДУКТОРА
Технический уровень оценивают количественным параметром, отражающим соотношениезатраченных средств и полученного результата, который представляет собой егонагрузочную способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающиймомент Т2, Нм, на его тихоходном валу. Объективной мерой затраченныхсредств является масса редуктора m, кг.
Определение массы редуктора
Для цилиндрического редуктора:
/>, (77)
где j — коэффициента заполнения,определяется по графику [4, с. 263]
в зависимости от межосевого расстояния аw j = 0,34;
r= 7300 кг/м3 – плотность чугуна;
V –условный объем редуктора.
/>, (78)
где L – наибольшая длина редуктора;
В – наибольшая ширина;
Н – наибольшая высота редуктора.
/> мм3
/>кг
Определение критерия технического уровня редуктора
Критерий технического уровня определяем путем расчета относительноймассы:
/> (79)
/> кг/(Нм)
По таблице12.1 [4, с. 261] определяем технический уровень редуктора как низкий.
ВЫВОД
Врезультате выполнения курсовой работы был рассчитан двухступенчатый цилиндрическийредуктор с передаточными отношениями u1 =4, u1 =4,5 модулями зацепления m1= 1,5, m2 = 2,5, крутящим моментом на тихоходномвалу Тт= 748,54 Н·м и на быстроходном валу — Тб.=46 Н·м.
Редукторимеет низкий технический уровень.
В ходевыполнения курсовой работы были получены основы знаний по конструированиюдеталей машин, оформления конструкторской документации и разработки типовыхузлов механических систем на базе современных стандартов.
ЛИТЕРАТУРА
1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин.Учебное пособие для вузов. М.: Высш. шк.,1985.
2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование.Учебное пособие. М.: Высш.шк. ,1990.
3. Кудрявцев В. Н. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособиедля вузов. Л.: Машиностроение1984.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование по деталям машин. М.: Высшаяшкола, 1991.