Принимаем диаметр болтов крышек подшипников принимаем конструктивно: d0 = 10 мм.

Предварительная компоновка редуктора показана на рисунке 3.

Рисунок 3 - Предварительная компоновка редуктора

7. Прочностной расчет валов

7.1 Расчет быстроходного вала

На вал действуют силы от зубчатой прямозубой передачи и консольная сила, возникающая от несоосности концов валов соединяемых муфтой.

Крутящий момент на валу T = 112,2 Нм.

Силы, действующие в зубчатых зацеплениях:

Окружная: Ft = 2163,5 Н.

Радиальная: Fr = 787,5 Н.

Консольная сила, действующая на выходной конец вала возникающая от несоосности концов валов соединяемых муфтой составит:

FK = (50…125) = (50…125) = 530…1320 Н.

Принимаем FK = 800

Размеры согласно компоновочной схеме:

L11 = 40 мм; L12 = 40 мм. L0 = 100 мм.

Определим реакции в опорах из уравнений статики.

Рассмотрим действие сил в плоскости Y0Z.

Mx(D) = 0

FK(L0+L11+L12)-RBy(L11+L12)+FrL12 = 0

Отсюда RBy = (FrL12+ FK(L0+L11+L12))/(L11+L12)

RBy = (787,5*40+800*(100+40+40))/(40+40) = 2193,8 Н.

Mx(B) = 0

-RDy(L11+L12)-FrL11+FKL0 = 0

Отсюда

RDy = -(FrL11-FKL0)/(L11+L12) = -(787,5*40-800*100)/(40+40) = 606,3 Н.

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.

MB = -FKL0 = -800*0,1 = -80.

MC = -FK(L0+L11)+RByL11 = -800(0,1+0,04)+2193,8*0,04 = -24,2 Н*м.

MD = 0.

Рассмотрим действие сил в плоскости X0Z.

My(D) = 0

-RBx(L11+L12)+FtL12 = 0

Отсюда RBx = FtL12/(L11+L12) = 2163,5*0,04/(0,04+0,04) = 1081,8 Н.

Mx(B) = 0

RDx(L11+L12)-FtL11 = 0

Отсюда RDx = FtL11/(L11+L12) = 2163,5*0,04/(0,04+0,04) = 1081,8 Н.

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.

MA = MB = 0.

MC = RBxL11 = 1081,8*0,04 = 43,3 Н*м.

MD = 0.

Суммарные реакции в опорах составят:

RB = = = 2446 Н.

RD = = = 1240,1 Н.



Рисунок 4 - Эпюры изгибающих и крутящего моментов, действующих на вал

Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке B (шейка подшипника качения).

Mэкв = + T = + 112,2 = 192,2 Н*м.

Предварительно принимаем материал вала - Сталь 40Х. Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на кручение ([?] = 115 МПа) для материала вала по формуле:

d ? = = 0,026 м = 26 мм.

Принятые ранее диаметры ведущего вала более допускаемых расчетных диаметров, следовательно, условие прочности выполняется.

7.2 Расчет промежуточного вала

На вал действуют силы от быстроходной передачи:

Fr1 = 787,5Н.

Ft1 = 2163,5 Н.

и силы от тихоходной передачи:

Fr2 = 3138 Н.

Ft2 = 8620,9 Н.

Определим реакции в опорах для плоскости Y0Z из уравнений статики.

?M(B) = 0.

RAyL2 - Fr2(L22+L23) - Fr1·L23 = 0.

Тогда

RAy = (Fr2(L22+L23) + Fr1·L23) / L2

RAy = (3138*(0,15+0,04)+787,5*0,04) / 0,27 = 2324,9 Н.

?M(A) = 0.

Fr2·L21 + Fr1(L21+L22) - RByL2 = 0.

RBy = (Fr2·L21 + Fr1(L21+L22)) / L2

RBy = (3138*0,08 + 787,5*(0,08+0,15))/0,27 = 1600,6 Н.

Построим эпюру изгибающего момента действующего в плоскости Y0Z.

MC= -RAyL21 = -2324,9*0,08 = -186 Нм.

MD= -RAy(L21+L22)+Fr2·L22 = -2324,9*(0,08+0,15)+3138*0,15 = -64 Нм

MB = 0 Нм.

Определим реакции в опорах для плоскости X0Y из уравнений статики.

?M(B) = 0.

-RAxL2 + Ft2(L22+L23) - Ft1·L23 = 0.

RAx = (Ft2(L22+L23) - Ft1·L23) / L2

RAx = (8620,9*(0,15+0,04) - 2163,5*0,04) / 0,27 = 5746 Н.

?M(A) = 0.

-Ft2·L21 + Ft1(L21+L22) - RBxL2 = 0.

RBx = -(Ft2·L21 - Ft1(L21+L22)) / L2

RBx = -(8620,9*0,08-2163,5*(0,08+0,15))/0,27 = -711,4 Н.

Построим эпюру изгибающего момента действующего в плоскости X0Y.

MC = RAxL21 = 5746*0,08 = 459,7 Нм.

MD = RAx(L21+L22) - Ft2·L22 = 5746*(0,08+0,15) - 8620,9*0,15 = 28,4 Нм.

MB = 0 Нм.



Рисунок 5 - эпюры изгибающих и крутящего моментов промежуточного вала

Суммарные реакции в опорах составят:

RA = = = 6198,5 Н.

RB = = = 1751,6 Н.

Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке С (в котором действует наибольший изгиб. момент).

Mэкв = + T2 = + 538,7 = 1035 Нм.

Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на кручение для промежуточного вала [?] = 115 МПа (материал вала Сталь 40Х по ГОСТ 1050):

Тогда для сечения в точке “С” имеем:

dC = = = 0,045 м = 45 мм.

Принятый ранее диаметр вала больше допускаемого расчетного, следовательно, условие прочности выполняется.

7.3 Расчет тихоходного вала

На вал действуют силы от зубчатой прямозубой передачи и консольная сила от цепной передачи.

Крутящий момент на валу T = 2069,25 Нм.

Силы, действующие в зубчатом зацеплении:

Окружная: Ft = 8620,9 Н.

Радиальная: Fr = 3138 Н.

Консольная сила, действующая на выходной конец вала от цепной передачи согласно ГОСТ Р 50891-96 составит:

FK = 250 = 250 = 10393,8 Н.

Размеры согласно компоновочной схеме:

L13 = 80 мм; L14 = 80 мм. L4 = 100 мм.

Определим реакции в опорах из уравнений статики.

Рассмотрим действие сил в плоскости Y0Z.

Mx(D) = 0

FK(L4+L13+L14)-RBy(L13+L14)+FrL14 = 0

Отсюда RBy = (FrL14+ FK(L4+L13+L14))/(L13+L14)

RBy = (3138*80+10393,8*(100+80+80))/(80+80) = 18458,9 Н.

Mx(B) = 0

-RDy(L13+L14)-FrL13+FKL4 = 0

Отсюда

RDy = -(FrL13-FKL4)/(L13+L14) = -(3138*80-10393,8*100)/(80+80) = 4927,1 Н.

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.

MB = -FKL4 = -10393,8*0,1 = -1039,4.

MC = -FK(L4+L13)+RByL13 = -10393,8(0,1+0,08)+18458,9*0,08 = -394,2 Н*м.

MD = 0.

Рассмотрим действие сил в плоскости X0Z.

My(D) = 0

-RBx(L13+L14)+FtL14 = 0

Отсюда RBx = FtL14/(L13+L14) = 8620,9*0,08/(0,08+0,08) = 4310,5 Н.

Mx(B) = 0

RDx(L13+L14)-FtL13 = 0

Отсюда RDx = FtL13/(L13+L14) = 8620,9*0,08/(0,08+0,08) = 4310,5 Н.

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.

MA = MB = 0.

MC = RBxL13 = 4310,5*0,08 = 344,8 Н*м.

MD = 0.

Рисунок 6 - Эпюры изгибающих и крутящего моментов, действующих на вал

Суммарные реакции в опорах составят:

RB = = = 18955,5 Н.

RD = = = 6546,5 Н.

Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке B (шейка подшипника качения).

Mэкв = + T = + 2069,25 = 3108,6 Н*м.

Предварительно принимаем материал вала - Сталь 45. Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на кручение ([?] = 100 МПа) для материала вала по формуле:

d ? = = 0,068 м = 68 мм.

Принятые ранее диаметры ведущего вала более допускаемых расчетных диаметров, следовательно, условие прочности выполняется.

8. Подбор и расчет подшипников на долговечность

8.1 Подбор и расчет подшипников быстроходного вала

Произведем расчет подшипника для опоры в точке “B”, как наиболее нагруженной (радиальная нагрузка в опоре R=2446 Н). Учитывая условия работы вала редуктора (отсутствие осевой силы) для опор предварительно выбираем подшипник шариковый однорядный по ГОСТ 8338-75 №209 (d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=33,2кH).

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

Pэ = ?E•R•V•K?•KT

Где K? = 1,3 - коэффициент безопасности (режим работы с умеренными толчками);

KT = 1,0 - температурный коэффициент (работа подшипника при t <).

V = 1,0 коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца).

?E - коэффициент учитывающий график нагрузки:

?E = = = 0,771

Тогда

PЭ = 0,771*2446*1,0*1,3*1,0 = 2451,6 Н.

Число оборотов вала n = 727 об/мин.

Долговечность работы подшипника определим по формуле:

L = a23()3 = 0,75*()3 = 22701,3 ч.

где a23 = 0,75 - коэффициент, учитывающий качество металла колец (для шарикоподшипников).

Расчетная долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh=7621,2 ч следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

8.2 Подбор и расчет подшипников промежуточного вала

Произведем расчет подшипника для опоры в точке “B”, как наиболее нагруженной (радиальная нагрузка в опоре R=6198,5 Н). Учитывая условия работы вала редуктора (отсутствие осевой силы) для опор предварительно выбираем подшипник шариковый однорядный по ГОСТ 8338-75 №211 (d=55мм, D=100мм, B=21мм, C=43,6 кH).

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

Pэ = ?E•R•V•K?•KT = 0,771*6198,5*1,0*1,3*1,0 = 6212,8 Н.

Число оборотов вала n = 145,4 об/мин.

Долговечность работы подшипника определим по формуле:

L = a23()3 = 0,75*()3 = 29712,8 ч.

Расчетная долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh=7621,2 ч следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

8.3 Подбор и расчет подшипников быстроходного вала

Произведем расчет подшипника для опоры в точке “B”, как наиболее нагруженной (радиальная нагрузка в опоре R=18955,5 Н). Учитывая условия работы вала редуктора (отсутствие осевой силы) для опор предварительно выбираем подшипник шариковый однорядный по ГОСТ 8338-75 №216 (d=80мм, D=140мм, B=26мм, C=70,2 кH).

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

Pэ = ?E•R•V•K?•KT = 0,771*18955,5*1,0*1,3*1,0 = 18999,1 Н.

Число оборотов вала n = 36,35 об/мин.

Долговечность работы подшипника определим по формуле:

L = a23()3 = 0,75*()3 = 17346,7 ч.

Расчетная долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh=7621,2 ч следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Звездочку цепной передачи, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют от проворачивания шпонками. Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки. Применяем шпонки призматические со скругленными торцами (рисунок 7). Их размеры зависят от диаметров валов. Материал шпонок - сталь 40 нормализованная.

Рисунок 7 - Шпоночное соединение

Все длины шпонок мы выбираем из стандартного ряда длин.

Проверку прочности соединения проведем из условия прочности на смятие

? = ? [?см],

где [?см] - допускаемое напряжение смятия,

[?см] = 210 МПа для материала шпонок - стали 40.

T - крутящий момент на рассматриваемом валу, Н·мм.

Расчет шпонки быстроходного вала.

Размеры шпоночного соединения согласно ГОСТ 23360-78:

- диаметр вала в месте установки шпонки (концевой участок) d = 36 мм;

- размеры шпонки: длина l = 50 мм; ширина b =12 мм; высота h =8 мм;

глубина паза вала t1 = 5 мм

Крутящий момент на валу T = 112,2 Нм.

? = = 52,4 МПа.

Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.

Расчет шпонки промежуточного вала.

Крутящий момент на валу Т=538,7 Н•м

Расчет шпонки ведомого колеса на промежуточном валу:

Размеры шпоночного соединения согласно ГОСТ 23360-78:

- диаметр вала в месте установки шпонки d = 60 мм;

- размеры шпонки: длина l = 50 мм; ширина b = 18 мм; высота h = 11 мм;

глубина паза вала t1 = 7 мм

? = = 140,3 МПа.

Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.

Расчет шпонок тихоходного вала.

Размеры шпоночного соединения согласно ГОСТ 23360-78:

- диаметр вала в месте установки шпонки (концевой участок) d = 70 мм;

- размеры шпонки: длина l = 80 мм; ширина b =20 мм; высота h =12 мм;

глубина паза вала t1 = 7,5 мм

Крутящий момент на валу T = 2069,25 Нм.

? = = 202,9 МПа.

Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.

Расчет шпонки ведомого колеса тихоходной передачи:

Размеры шпоночного соединения согласно ГОСТ 23360-78:

- диаметр вала в месте установки шпонки d = 95 мм;

- размеры шпонки: длина l = 80 мм; ширина b = 25 мм; высота h = 14 мм;

глубина паза вала t1 = 9 мм

? = = 146 МПа.

Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.

10. Подбор муфты

Подберем муфту для соединения вала электродвигателя с ведущим валом редуктора.

Пусковой вращающий момент составит:

ТП = 1,4·Тдв = 1,4*115,6 = 161,84 Нм.

Вращающий момент [T], выдерживаемый муфтой должен быть больше пускового ТП.

Выбираем втулочно-пальцевую упругую муфту ГОСТ 21424-93

Допускаемый вращающий момент для выбранной муфты 250 Нм.

[T] = 250 > TП = 162,8 Нм

Условие выполняется.

Максимальная допускаемая радиальная несоосность валов для выбранной муфты согласно ГОСТ 21424_93 - 0,3 мм.

11. Посадка деталей редуктора

Посадки выбираем из рекомендаций [1; табл. 24,8]:

- посадка зубчатых колес на вал - ;

- посадка подшипников на шейки валов - ;

- посадка подшипников в отверстия корпуса - ;

- посадки крышек подшипников в отверстия корпуса - ;

- посадки штифтов в отверстия корпуса - ;

- посадки шпонок в паз вала (по ширине) - ;

- посадка шпонки в паз колеса (по ширине) - .

12. Выбор сорта масла

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По [1,табл.11.1] выбираем вязкость масла. Так как величина контактных напряжений не более 600 МПа и окружная скорость в зацеплении не более 5м/с, то рекомендуемая кинематическая вязкость масла должна быть 28….32 . Такой вязкостью обладает масло индустриальное И_Г_А_32 ТУ 38 10141-378. Смазывание подшипников осуществляется посредством разбрызгивания того же масла.

13. Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора. Начинают сборку с того, что на валы надевают зубчатые колеса и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С. Собранные валы укладывают на соответствующую корпусную деталь и закрывают крышкой корпуса. Для центровки крышку устанавливают с помощью двух штифтов и затягивают болты. Закладывают в сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки на корпус. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель.

Заливают в корпус редуктора масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.

Заключение

В объеме курсового проекта проведен расчет привода, состоящего из электродвигателя, зубчатого соосного двухступенчатого редуктора и цепной передачи. На основании предварительных расчетов выбран необходимый по мощности электродвигатель АИР 160M8 ТУ 16_525564-84 (11 кВт, 727 об/мин) и выполнены чертежи на редуктор и детали редуктора. Передаточное отношение редуктора 20, передаточное отношение цепной передачи 3,9. Крутящий момент на выходном валу редуктора 2069,25 Н•м, частота вращения выходного вала 36,35 об/мин. Крутящий момент на приводной звездочке 7666,6 Нм, частота вращения приводной звездочки 9,3 об/мин.

Список литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроит. спец. вузов. Изд. 8-е, перераб. и доп. М.: Издательский центр “Академия”, 2003. 496 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов / С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. - М.: Машиностроение, 1980. - 351 с., ил.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х т, т.2: изд. 8-е перераб. и доп. Под ред. ИН Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001. - 912с.: ил.

Размещено на Allbest.ur