Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Привод грузоподъемной машины сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 34 м/мин.

Привод (рис. 1) состоит из электродвигателя, муфты, соединяющей вал электродвигателя и входной вал редуктора, редуктора, барабана, троса. Подъем груза осуществляется тросом, наматываемым на барабан. Барабан приводится в движение от электродвигателя через муфту и редуктор. Редуктор осуществляет повышение крутящего момента и снижает частоту вращения до требуемой величины.

Редуктор состоит из быстроходной цилиндрической прямозубой передачи и тихоходной цилиндрической косозубой передачи. Смазка редуктора осуществляется разбрызгиванием масла за счет погружения в него колес.

1. Расчет рабочего органа машины

1.1 Расчет диаметра грузового каната

Диаметр грузового каната d_к определяется по формуле:

, где F_к - усилие в канате, H.

мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем d_к = 10,6 мм.

1.2 Определение диаметра и длины барабана

Диаметр грузового барабана лебедки предварительно назначается из условия:

,

,

Полученное значение округляется в большую сторону по ряду нормальных линейных размеров.

Принимаем D_б = 270 мм.

Длина барабана мм.

1.3 Определение крутящего момента и частоты вращения барабана

Частота вращения барабана вычисляется по формуле:

,

где V_к - скорость каната, навиваемого на барабан, м/с.

Крутящий момент барабана вычисляется по формуле:

Н^.м.

2. Выбор электродвигателя

2.1 Определение потребляемой мощности для подъема груза

Потребляемую мощность определим по формуле

, где - КПД привода, определяемый по формуле

? = ?_бар·?_т·?_б·?_м,

где -КПД барабана [2, табл. 1.1];

-КПД тихоходной ступени, [2, табл. 1.1];

-КПД муфты, [2, табл. 1.1].

,

кВт.

2.2 Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя

Частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле

, где -диапазон передаточных чисел цилиндрического редуктора,

_,

об/мин

Подбираем электродвигатель по табл. 24.8 [2]

AИР 132SM6/960 ТУ (16-525.564-84), где 960 - номинальная частота вращения двигателя, n_э = 960 об/мин.

3. Определение передаточного числа привода и редуктора

Передаточное число привода определяется формулой:

;

Передаточное число редуктора равно передаточному числу привода:

.

4. Разработка исходных данных для ввода в ЭВМ

4.1 Крутящий момент на выходном валу

Крутящий момент на выходном валу определяем по формуле:

Н/м.

4.2 Назначение термообработки и допускаемых контактных напряжений

Так как выбираем цементацию

При, принимаем .

4.3 Назначение относительной ширины колес

Для несимметричного расположения колес относительно опор коэффициенты относительной ширины колес для тихоходной и быстроходной ступеней при твердости ?350 НВ назначаются из интервала [1, табл. 8.4]: _ba = 0,2.. 0,25, _baт = _baт + 0,02;

_baт = 0,32;

_baб = 0,3.

4.4 Номинальная частота вращения электродвигателя

об/мин.

4.5 Эквивалентное время работы редуктора

Эквивалентное время работы L_he назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87 и находится по формуле:

L_he = _h L_h,

где L_h - заданный срок службы, час;

_h - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагрузки.

В нашем случае режим нагрузки III, для которого _h = 0,18 [1, табл. 8.9]

L_he =0,18 13000 = 2340 ч.

4.6 Код редуктора

Код редуктора-21

5. Анализ полученных данных и выбор оптимальной компоновки редуктора

привод грузоподъемный барабан редуктор

Выбор оптимального варианта компоновки редуктора выбирается по двум критериям:

· Условие сборки.

Согласно условию сборки колесо быстроходной передачи должно находиться на расстоянии ??10..15 мм от выходного вала

· Условие смазки.

Диаметры колес быстроходной и тихоходной передач должны быть близки по значению для обеспечения эффективного разбрызгивания смазки; кроме того, d_2Б < d_2Т

Для каждого из 5 предложенных вариантов компоновки проверим эти условия. Как видно из рисунка 2, расстояние ? можно рассчитать по формуле:

,

где a_w2 - межосевое расстояние тихоходной передачи;

d_2Б - делительный диаметр быстроходного колеса;

D_вых - диаметр выходного вала, который можно приблизительно оценить по формуле

,

где - 15..30 МПа, принимаем =20 МПа.

;

По стандартному ряду принимаем .

Рисунок 2 - Схема редуктора №20,

где - диаметр шестерни быстроходной ступени,

- диаметр колеса быстроходной ступени,

- диаметр шестерни тихоходной ступени,

- диаметр колеса тихоходной ступени,

- ширина колеса быстроходной ступени,

- ширина колеса тихоходной ступени,

- межосевое расстояние.

- Вариант №1

a_w2 = 190 мм; d_2Б = 146,15 мм;

- Вариант №2.

a_w2=180 мм; d_2Б=167,01 мм;

- Вариант №3.

a_w2 = 170 мм; d_2Б = 187,1 мм;

- Вариант №4.

a_w2 = 160 мм; d_2Б = 207,18 мм;

- Вариант №5.

a_w2 = 160 мм; d_2Б = 226,53 мм;

Из расчетов, условию сборки удовлетворяют только четвертый вариант компоновки редуктора. Исходя из условия смазки разбрызгиванием, оптимальным вариантом будет вариант №4.

6. Определение вращающих моментов и частот вращения валов для оптимального варианта

6.1 Определение вращающих моментов

Моменты на колесах одной передачи связаны между собой через КПД зубчатого зацепления _зац = 0,97; моменты на колесах сопряженных передач связаны через КПД пары подшипников _п = 0,99. Момент на втором колесе тихоходной передачи равен выходному моменту: T_2T = T_вых = 1316 Н·м

Т_1Т = Т_2Т/(U_Тзац),

Т_1Т = 1608,1/(3,820,97) = 429,5 Н·м.

Т_2Б = Т_1Т/п,

Т_2Б = 429,5/0,99 = 433,9 Н·м.

Т_1Б = Т_2Б/(U_Бзац),

Т_1Б = 433,9/(6,310,97) = 70,166 Н·м,

Т_вх = Т_1Б/_п,

Т_вх = 70,166/0,99=70,875 Н·м.

6.2 Определение частот вращения валов

Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются частотой вращения электродвигателя и передаточными числами зубчатых передач. Для быстроходного вала имеем:

n_Б = n_{э ном} = n_1Б = 960 мин-¹;

Частота вращения промежуточного вала связана с частотой вращения быстроходного вала соотношением

n_П = n_Б/U_Б = n_2Б = n_1Т,

где U_Б - передаточное число быстроходной передачи, U_Б = 6,80;

n_П = 960/6,31 = 152,139 мин-¹;

Частота вращения тихоходного вала равна

n_Т = n_П /U_Т = n_2Т,

где U_T - передаточное число тихоходной передачи, U_T = 3,32;

n_Т = 152,139/3,82 = 39,83 мин-¹.

7. Геометрический расчет зубчатых передач

Необходимо определить диаметры окружностей вершин d_a1 и d_a2, диаметры окружностей впадин d_f1 и d_f2, коэффициент торцевого перекрытия , коэффициент осевого перекрытия , а также суммарный коэффициент перекрытия для каждой из двух ступеней. Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля = 20, коэффициент головки (ножки) зуба h_a*=h_f*=1; коэффициент радиального зазора с* = 0,25.

Диаметры окружностей вершин вычисляют по формуле

d_a = d + m (2h_a* + 2x),

где m - модуль зубьев соответствующей передачи, m_Б=2, m_Т=3;

х - коэффициент смещения исходного контура, х_Б=0; х_Т=0,341.

Примем для x_T1=0, x_T2=0,341.

Для быстроходной ступени:

d_a1Б = d_1Б + m_Б (2h_a* + 2x_Б),

d_a1Б = 32,82 + 2 (2 + 20) = 36,82 мм,

d_a2Б = d_2Б + m_Б (2h_a* + 2x_Б),

d_a2Б = 207,18 + 2 (2 + 20) = 211,18 мм.

Для тихоходной ступени:

d_a1Т = d_1Т + m_Т (2h_a* + 2x_Т),

d_a1Т = 66,42+ 3 (2 + 20) = 72,42 мм,

d_a2Т = d_2Т + m_Т (2h_a* + 2x_Т),

d_a2Т = 253,58 + 3 (2 + 20,341) = 261,626 мм.

Диаметры окружностей впадин вычисляют по формуле

d_f = d - m (2h_f* + 2c* - 2x),

Для быстроходной ступени:

d_f1Б = d_1Б - m_Б (2h_f* + 2c* - 2x_Б),

d_f1Б = 32,82 - 2 (21 + 20,25 - 20) = 27,82 мм,

d_f2Б = d_2Б - m_Б (2h_f* + 2c* - 2x_Б),

d_f2Б = 207,18 - 2 (21 + 20,25 - 20) =202,18 мм

Для тихоходной ступени:

d_f1Т = d_1Т - m_Т (2h_f* + 2c* - 2x_Т),

d_f1Т = 66,42 - 3 (21 + 20,25* - 20) = 58,92 мм,

d_f2Т = d_2Т - m_Т (2h_f* + 2c* - 2x_Т),

d_f2Т = 253,58 - 3 (21 + 20,25 - 20)=248,126 мм.

Для тихоходной ступени

Определяем диаметры делительной окружности:

d₁ = m z₁ = 322 = 66 мм,

d₂ = m z₂ = 384 = 252 мм.

Определяем диаметры начальной окружности:

мм,

мм.

Для быстроходной ступени

Определяем диаметры делительной окружности:

d₁ = m z₁ = 216 = 32 мм,

d₂ = m z₂ = 2101 = 202 мм.

Определяем диаметры начальной окружности:

мм,

мм.

Коэффициент торцевого перекрытия для быстроходной ступени вычисляются по формуле

,

где z₁ - число зубьев шестерни, z_1Б = 16,

z₂ - число зубьев колеса, z_2Б = 101.

,

.

Коэффициент осевого перекрытия вычисляются по формуле

,

где b_w - ширина зубчатого венца, b_wБ = 34,8 мм.

Для быстроходной ступени:

,

.

Суммарные коэффициенты перекрытия вычисляются по формуле

,

.

8. Проверочный расчет зубчатой передачи тихоходной и быстроходной ступеней

8.1 Выбор материала и термообработки зубчатых передач

Для шестерни и колеса тихоходной ступени выбираем марку 20Х с твердостью 59,5 HRC и термообработку - цементация.

Для шестерни и колеса быстроходной ступени выбираем марку 20Х с твердостью 57,4 HRC и термообработку - цементация.

8.2 Определение расчетных контактных и изгибных напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений для тихоходной ступени

.

· Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес определяется по формуле:

.

Определим окружную скорость колеса

м/с.

Степень точности изготовления передачи примем равной 7.

Обобщающий параметр ширины шестерни относительно диаметра

.

Для редуктора с несимметричным расположение колес относительно опор и заданной твердостью ?_bd должно быть из диапазона 0,65.. 0,8 [3, табл. 8.4], следовательно, корректировать ширину шестерни не нужно.

Коэффициент К_Н определяется по формуле

,

где - коэффициент концентрации нагрузки, примем согласно [3, рис. 8.15]

- динамический коэффициент, примем согласно [3, табл. 8.3].

Подставляя значения, получим

.

Е_пр - приведенный модуль упругости, для стальных колес

Е_пр = 0,215^.10⁶МПа.

МПа.

· Определим допускаемое контактное напряжение

,

где МПа,

- коэффициент безопасности, для однородной структуры [3, табл. 8.9],

- коэффициент долговечности шестерни определяется формулой

,

где - базовое число циклов нагружения

согласно

[3, табл. 8.7, рис. 8.40],

- циклическая долговечность, определяется по формуле

,

где - длительность работы (ресурс), час;

- Коэффициент эквивалентности, [3, табл. 8.10];

;

;

;

;

Вычислим допускаемые контактные напряжения

МПа;

МПа.

Предельное значение находится как меньшее из двух

МПа.

Сравнивая это значение с расчетным контактным напряжением видно что условие прочности выполняется, следовательно, тихоходная ступень является работоспособной в заданном режиме нагружения по контактным напряжениям.

· Определим расчетное напряжение изгиба по формуле

,

,

где - коэффициент расчетной нагрузки по изгибающим напряжениям, определяется по формуле

,

где - коэффициент концентрации нагрузки, согласно [3, рис. 8.15];

- динамический коэффициент, согласно [3, табл. 8.3].

.

- окружное усилие, определяется по формуле

кН.

- коэффициент формы зуба шестерни, , согласно [3, рис. 8.20]

МПа,

МПа.

· Определяем допускаемое напряжение изгиба

Предельное напряжение изгиба для стали 20Х равно МПа, согласно [3, табл. 8.9].

- коэффициент безопасности , согласно [3, табл. 8.9].

- коэффициент типа движения при нереверсивной нагрузке.

- коэффициент долговечности

,

где m = 9, для Н > 350НВ, согласно [3, табл. 8.10];

- базовое число циклов нагружения, для стали ;

- эквивалентное число циклов, определяется по формуле

,

где согласно [3, табл. 8.10].

;

;

;

,

т. к. коэффициент не удовлетворяет условию , примем ,

МПа;

МПа.

Сравнивая эти значения с расчетными видим, что условие прочности выполняется. Тихоходная ступень является работоспособной по изгибным напряжениям в заданном режиме нагружения.

8.3 Определение расчетных контактных и изгибных напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений для косозубой быстроходной ступени

.

· Расчетное контактное напряжение для косозубой передачи определяется по формуле:

.

Определим окружную скорость шестерни

м/с.

- коэффициент увеличения нагрузочной способности косозубых передач по сравнению с прямозубыми, определяется по формуле

,

где - коэффициент концентрации напряжений, примем ;

где С = 0,15, если твёрдости поверхностей зубьев шестерни и колеса >350HB, .

- коэффициент торцевого перекрытия, рассчитывается по формуле

.

Степень точности изготовления передачи примем равной 7.

Обобщающий параметр ширины шестерни относительно диаметра

.

Коэффициент К_Н определяется по формуле

где - коэффциент концентрации нагрузки, примем согласно [3, рис. 8.15];

- динамический коэффициент, согласно [3, табл. 8.3].

Подставляя значения получим

.

Е_пр - приведенный модуль упругости, для стальных колес

Е_пр= 0,215^.10⁶МПа.

МПа.

· Определим допускаемое контактное напряжение

,

где МПа,

- коэффициент безопасности, для однородной структуры ,

- коэффициент долговечности шестерни определяется формулой.

,

где - базовое число циклов нагружения

согласно;

 - циклическая долговечность, определяется по формуле

.

;

;

;

.

· Вычислим допускаемые контактные напряжения

МПа;

МПа.

Предельное значение находится как меньшее из двух

МПа.

Сравнивая это значение с расчетным контактным напряжением видно что условие прочности выполняется, следовательно, тихоходная ступень является работоспособной в заданном режиме нагружения по контактным напряжениям.

· Определим расчетное напряжение изгиба по формуле

,

,

где коэффициент определяется по формуле

где - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, [3, табл. 8.7].

- коэффициент учитывающий работу зуба как пластины, определяется по формуле

,

;

- коэффициент расчетной нагрузки по изгибающим напряжениям, определяется по формуле

,

где - коэффициент концентрации нагрузки, согласно [3, рис. 8.15];

- динамический коэффициент, согласно [3, табл. 8.3];

.

- окружное усилие, определяется по формуле

Н.

- коэффициент формы зуба шестерни, , согласно [3, рис. 8.20].

МПа;

МПа.

· Определяем допускаемое напряжение изгиба

Предельное напряжение изгиба для стали 20Х равно МПа, согласно [3, табл. 8.9].

- коэффициент безопасности , согласно [3, табл. 8.9];

- коэффициент типа движения при нереверсивной нагрузке;

- коэффициент долговечности, определяется по формуле

,

где m = 9, для Н > 350НВ, согласно [3, табл. 8.10];

- базовое число циклов нагружения, для стали ;

- эквивалентное число циклов, определяется по формуле

,

где согласно [3, табл. 8.10].

;

;

;

;

МПа;

Сравнивая эти значения с расчетными видим, что условие прочности выполняется. Быстроходная ступень является работоспособной по изгибным напряжениям в заданном режиме нагружения.

8.4 Вывод о работоспособности передачи

МПа < МПа;

МПа < МПа;

МПа < МПа;

МПа < МПа;

МПа < МПа;

МПа < МПа

Вывод: Спроектированный редуктор является работоспособным в заданном режиме нагружения по изгибным и контактным напряжениям.

9. Разработка эскизного проекта редуктора

9.1 Определение диаметров валов

Диаметры валов назначаются исходя из передаваемого ими момента, а также фасок и радиусов скруглений.

- Для быстроходного вала определяются три диаметра - минимальный диаметр вала на входе d, который необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя; диаметр цапфы вала для установки подшипника d_П и диаметр буртика для упора кольца подшипника d_БП.

,

мм

После согласования этого диаметра с диаметром вала электродвигателя и рядом нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69), устанавливаем d=32 мм.

,

Рисунок 3 - Эскиз электродвигателя



Рисунок 4 - Эскизы валов

где t - высота заплечника, t = 2,5 мм.

.

После согласования этого размера с рядом диаметров внутреннего кольца подшипников, назначаем d_П = 40 мм.

,

где r - координата фаски подшипника, r = 2 мм.

.

После согласования этого диаметра с рядом нормальных линейных размеров назначаем d_БП = 48 мм

- Для промежуточного вала необходимо также рассчитать диаметры d_П и d_БП, а также d_К - диаметр шейки вала в месте установки зубчатого колеса и d_БК - диаметр упорного буртика для зубчатого колеса.

,

.

Согласовав этот диаметр с рядом нормальных линейных размеров, устанавливаем d_К = 53 мм.

,

где f - размер фаски колеса, f = 2 мм.

.

После согласования принимаем d_БК = 60 мм.

,

.

После согласования этого размера с рядом диаметров внутреннего кольца подшипников, назначаем d_П = 45 мм.

,

.

После согласования этого диаметра с рядом нормальных линейных размеров назначаем d_БП = 53 мм

- Расчет диаметров тихоходного вала аналогичен расчету диаметров быстроходного вала; для удобства осевого фиксирования зубчатого колеса, также для этого вала рассчитаем диаметр упорного буртика для колеса.

,

.

Устанавливаем d = 67 мм.

,

.

После согласования этого размера с рядом диаметров внутреннего кольца подшипников, назначаем d_П = 75 мм.

,

.

Устанавливаем d_БП = 85 мм.

.

Из ряда нормальных линейных размеров выбираем d_БК = 95 мм.

9.2 Определение расстояний между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор, равный

,

где L - расстояние между внешними поверхностями деталей передач (см. рис. 5)

Принимаем значение зазора равное а = 12 мм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5 - Расстояния между деталями передач

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес принимают:

,

.

Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора принимают

,

.

9.3 Выбор типа подшипников

Рисунок 6 - Подшипник качения

Расшифруем основные параметры подшипника:

d - внутренний диаметр подшипника;

D - внешний диаметр подшипника;

B - ширина подшипника;

r - радиус фаски;

С₀ - допустимая статическая радиальная нагрузка;

С - допустимая мгновенная радиальная нагрузка;

Предварительно подшипники выбираются по значению диаметра цапфы вала d_п, а также по предварительному значению динамической нагрузки, приведенному в распечатке программы REDUCE.

Для быстроходного вала выбираем подшипник 208 ГОСТ 8338-75:

- легкая серия;

- внутренний диаметр кольца подшипника d = d_П(Б) = 40 мм;

- наружный диаметр кольца подшипника D = 80 мм;

- ширина кольца подшипника B = 18 мм;

- динамическая грузоподъемность: C_r = 25,6 кН

- статическая грузоподъемность: С_0r = 18,1 кН.

Для промежуточного вала выбираем подшипник 309 ГОСТ 8338-75:

- средняя серия;

- внутренний диаметр кольца подшипника d = d_П(П) = 45 мм;

- наружный диаметр кольца подшипника D = 100 мм;

- ширина кольца подшипника B = 25 мм;

- динамическая грузоподъемность: C_r = 37,8 кН;

- статическая грузоподъемность: С_0r = 26,7 кН.

Для тихоходного вала выбираем подшипник 215 ГОСТ 8338-75:

- легкая серия;

- внутренний диаметр кольца подшипника d = d_П(Т) = 75 мм;

- наружный диаметр кольца подшипника D = 130 мм;

- ширина кольца подшипника B = 25 мм;

- динамическая грузоподъемность: C_r = 51,9 кН

- статическая грузоподъемность: С_0r = 41,9 кН.

9.4 Конструирование зубчатых колес

Форма цилиндрического зубчатого колеса зависит от серийности производства. В нашем случае производство мелкосерийное. В этом случае для изготовления зубчатого колеса применяют простейшие односторонние штампы. Форма колеса проектируется так, как показано на рисунке 7.



Рисунок 7 - Конструкция зубчатого колеса

Для колеса быстроходной ступени эти параметры будут равны:

,

,

,

,

.

Согласовав эти значения с рядом нормальных линейных размеров, принимаем:

d_ст = 90 мм,

l_ст = 54 мм,

S = 7 мм,

C = 12 мм,

f = 1,2 мм.

Угол фаски при твердости колеса H > 350HB принимают ?_ф = 15°..20°.

Для колеса тихоходной ступени эти параметры будут равны:

,

,

,

,

.

Согласовав эти значения с рядом нормальных линейных размеров, принимаем:

d_ст = 150 мм,

l_ст = 80 мм,

S = 12 мм,

C = 18 мм,

f = 2 мм.

Угол фаски при твердости колеса H > 350HB принимают ?_ф = 15°..20°.

10. Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

10.1 Определение усилий, действующих на вал

Усилие, действующее на колесо промежуточного вала

F_t2 = 2•T_2Б/d_w2,

где T_2Б - момент на колесе;

d_w2 - диаметр начальной окружности;

F_t2 = 2•433,89/253,61 = 3,42 кН.

Радиальное усилие на колесе промежуточного вала

F_r2 = F_t2•tg ? / cos ?,

где ? - угол исходного контура;

? = 20?;

? - угол наклона линий зуба к оси;

? = 0?;

F_r2 = 3,42•tg 20? / cos 12,839? = 1,27 кН.

Осевое усилие, действующее на колесо промежуточного вала

F_a2 = F_t2•tg ?,

F_а2 = 3,42•tg 12,839? = 0,779 кН.

Усилие, действующее на шестерню промежуточного вала определим по формуле

F_t1 = 2•T_1Т/d_w1,

где T_1Т - вращающий момент на шестерне промежуточного вала, Н•м

d_w1 - диаметр начальной окружности шестерни промежуточного вала, мм

F_t1 = 2•429,55/66,39 = 12,94 кН.

Радиальное усилие на шестерне промежуточного вала

F_r1 = F_t1•tg ? / cos ?,

F_r1 = 12,94•tg 20?/ cos0? = 4,71 кН.

Осевое усилие, действующее на шестерне промежуточного вала

F_a1 = F_t1•tg ?,

F_а1 = 12,94 • tg 0? = 0 кН.

Изгибающий момент при перемене осевой силы на ось вала

Т_изг= F_a1·d_w1 / 2,

Т_изг= 0,779·253,61 / 2= 98,78 Н•м.

Крутящий момент на промежуточном валу будет равным вращающему моменту на колесе быстроходной ступени

Т_кр = Т_2Б = 433,89 Н•м.

Определим расстояния l₁, l₂, l₃:

l₁ = 0,5•В + 2+ a + 0,5• l_ст = 25/2 + 12 + 54/2 = 53,5,

где В-ширина подшипника, мм;

В = 25 мм;

а - зазор между корпусом и зубчатыми колесами, мм;

а = 12 мм;

b_w2б - ширина зубчатого венца колеса быстроходной ступени, мм;

b_w2б = 46,2 мм;

l₂ = 0,5•В + 2 + а + l_ст+ с + b_шест•0,5 = 25/2 + 12 + 54 + 8 + 25,1 = 113,6;

где b_шест - ширина шестерни, мм;

b_шест = 50,2 мм;

с - расстояние между торцами колес, мм;

с = 8 мм;

l₃ = 0,5•В + 2 + а + L_ст.б + с + b_шест + а + 2 + 0,5•В;

l₃ = 0,5•25 + 2 + 12 + 54 + 8 + 50,2 + 29+ 0,5•25 = 180,2 мм.

10.3 Определение реакций и построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Уравнение равновесия моментов сил, действующих на вал в вертикальной плоскости относительно опоры А:

?mom_A(F_i) = - F_r2•l₁ + F_r1•l₂ - T_изг - R_Dв•l₃ = 0;

Определяем реакцию в опоре D:

R_Dв = (-F_r2•l₁ + F_r1•l₂ - T_изг)/ l₃ = (-1,27•53,5 + 4,71•113,6 - 98,78)/ 180,2 = =2,044 кН;

Уравнение равновесия всех сил, действующих на вал в вертикальной плоскости:

?(F_i) = - R_Ав - F_r2 + F_r1 - R_Dв = 0;

Определяем реакцию в опоре А:

R_Ав = - F_r2 + F_r1 - R_Dв = -1,27 + 4,71 - 2,044 = 1,396 кН;

Значения изгибающих моментов в вертикальной плоскости в сечениях А, В, С, D:

T_и^A = 0;

T_и^B = - R_Ав•l₁ = -1,396•53,5 = -74,686 кН;

T_и^С' = T_и^С - T_изг = -74,686 - 98,78 = -173,466 кН;

T_и^С = - R_Dв•(l₃ - l₂) = -2,044•(180,2 - 113,6) = -136,13 кН;

По полученным значениям изгибающих моментов строим эпюру (рис. 9, д).

10.4 Расчетная схема сил нагружения вала в горизонтальной плоскости, определение реакций в опорах

Уравнение равновесия моментов сил, действующих на вал в горизонтальной плоскости относительно опоры А:

?mom_A(F_i) = - F_t2•l₁ - F_t1•l₂ + R_Dг•l₃ = 0;

Определяем реакцию в опоре D:

R_Dг = (F_t2•l₁ + F_t1•l₂)/ l₃ = (3,42•53,5 + 12,94•113,6)/ 180,2 = 9,17 кН;

Уравнение равновесия в проекции на ось Х для определения реакции в опоре А:

?F_х = R_Аг - F_t2 - F_t1 + R_Dг = 0;

Определяем реакцию в опоре А:

R_Аг = F_t2 + F_t1 - R_Dг = 3,42 + 12,94 -9,17 = 7,19 кН;

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости в точке B:

T_и^B_г = R_Аг•l₁ = 7,19•53,5 = 384,665 кН•м;

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости в точке С:

T_и^С_г = R_Dг•(l₃ - l₂) = 9,17•(180,2 - 113,6) = 610,7 кН•м;

По полученным значениям изгибающих моментов строим эпюру (рис. 9, ж).

10.5 Определение суммарного изгибающего момента в опасных сечениях

Существует 2 опасных сечения В и С, так как в них изгибающий момент максимален и в них имеется концентраторы напряжений:

Сечение 1: шпоночный паз в колесе быстроходной ступени;

Сечение 2: внутренний диаметр шестерни, нарезанной на валу;

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении В:

T_и^B = кН•м.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении С:

T_и^С= кН•м.

По полученным значениям изгибающих моментов строим эпюру (рис. 9, з).

10.6 Определение суммарных реакций в опорах А и D

Суммарная реакция в опоре А:

R_A = кН;

Суммарная реакция в опоре D:

R_D = кН;

Осевое усилие в опоре А:

F_aА = F_а2 + F_a1= 0,779+ 0 = 0,779 кН;

Осевое усилие в опоре D отсутствует, так как опора является подвижной.

10.7 Определение фактического запаса усталостной прочности вала в сечении В

Так как промежуточный вал выполнен в исполнении вал-шестерня, то вал будет изготовлен из стали 20Х также как и шестерня, поэтому для расчетов примем характеристики материала шестерни.

Фактический запас прочности вычислим по формуле:

S_B = (S_?B• S_?B) /? [S],

где S_?B - запас сопротивления по деформации изгиба,

S_?B = ?_-1/ ((?_а • k_?/ k_d • k_f) + ?_? • ?_т.В),

S_?B - запас сопротивления по кручению,

S_?B = ?_-1/ ((?_а • k_?/ k_d • k_f) + ?_? • ?_т.В).

Расчет выполняется по номинальной нагрузке, циклы напряжения принимаем ассиметричными для напряжения изгиба (рис. 10) и кручения (рис. 11).

Рисунок 10 - Ассиметричный цикл нагружения для изгиба

Рисунок 11 - Ассиметричный цикл нагружения для кручения

?_т.В-среднее напряжение кручения;

?_т.В = ?_аВ = 0,5•? = (0,5• T_2Б)/(0,2•d_к³),

где d_к - диаметр промежуточного вала под колесом;

?_т.В = ?_аВ = (0,5• 433,9)/(0,2•53³) =7,23 МПа,

?_аВ - амплитуда нормальных напряжений;

?_аВ = T_и^B/(0,1•d_к³) = 422/(0,1•53³) = 28,35 МПа;

?_-1 - предел выносливости по нормальным напряжениям, выбираем согласно [4, c. 620] равным 380 МПа;

k_? - эффективный коэффициент концентрации напряжения выбираем согласно [4, c. 569] равным 1,8;

k_d - масштабный коэффициент выбираем согласно [4, c. 567] равным 0,9;

k_f - коэффициент качества поверхности, принимаем согласно [4, c. 568] равным 1;

?_? - коэффициент чувствительности материала к нормальным напряжениям принимаем согласно [6, С. 571] равным 0,17;

?_т - среднее напряжение для симметричного цикла напряжения принимаем согласно [4, c. 560] равным 400;

?_-1 - предел выносливости по касательным напряжениям, МПа выбираем согласно [4, c. 620] равным 190 МПа;

?_В - предел прочности выбираем согласно [4, c. 620] равным 650 МПа;

k_? - эффективный коэффициент концентрации напряжения выбираем согласно [4, c. 569] равным 1,6;

?_? - коэффициент чувствительности материала к касательным напряжениям принимаем согласно [4, c. 571] равным 0,075;

S_?B = 380/((28,35•1,8/ 0,9•1) + 0,17•400) = 3,05;

S_?B = 190/((7,23• 1,6/ 0,9• 1) + 0,075 •7,23) =14,18,

S_B = (3,05• 14,18)/ = 3.

Условие по запасу усталостной прочности выполняется, то есть S_B > [S];

3 > 1,5.

Так как условие выполняется, то расчет на жесткость не проводим. В первом опасном сечении В работоспособность обеспечена.

10.8 Определение фактического запаса усталостной прочности вала в сечении С

Фактический запас прочности вычислим по формуле:

S_С = (S_?С•S_?С)/? [S],

где S_?С - запас сопротивления по деформации изгиба,

S_?С = ?_-1/((?_а• k_?/ k_d• k_f) + ?_? •?_т.С),

S_?С - запас сопротивления по кручению,

S_?С = ?_-1/((?_а• k_?/ k_d• k_f) + ?_? •?_т.С),

где d_к = d_f1 - диаметр впадин шестерни тихоходной ступени;

?_? = ?_? = 1;

k_d - масштабный коэффициент выбираем согласно [4, c. 567] равным 0,9;

?_т.С = ?_аС = 0,5•? = (0,5• T_1Т)/(0,2•d_к³) = (0,5• 429,5)/(0,2•58,92³) = 5,25 МПа;

?_аС = T_и^С/(0,1•d_к³) = 625,7/(0,1•58,92³) = 30,6 МПа;

S_?С = 380/((28,35•1,8/ 0,9•1) + 0,17•30,6) = 6,14;

S_?С = 190/((5,25•1,6/ 0,9• 1) + 0,075 •5,25) = 19,5;

S_С = (6,14• 19,5)/ = 5,86.

Условие по запасу усталостной прочности выполняется, то есть S_С > [S];

5,86 > 1,5.

Так как запас прочности достаточно большой, то расчет на жесткость не проводим. Во втором опасном сечении С работоспособность обеспечена.

11. Проверка долговечности подшипников качения опор промежуточного вала

Исходные данные для расчета:

Подшипник 309 - средняя серия;

Реакция в опоре А равна 7,32 кН;

Реакция в опоре D равна 9,39 кН;

Осевое усилие в опоре А равно 0,779 кН;

Осевое усилие в опоре D отсутствует, так как опора является подвижной;

Режим нагружения III;

Динамическая грузоподъемность С = 37,8 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ = 26,7 кН;

Условие работоспособности подшипника С_р < С,

где С_р - расчетное значение грузоподъемности;

С - паспортное значение;

С_р = р•,

где р - эквивалентная нагрузка, действующая на опору А и опору D:

p_A=(x_A•?_А•R_A+y_A•F_?A)•k_Б•k_T,

p_D = (x_D•?_D•R_D + y_D•F_?D)•k_Б•k_T,

где х_A - коэффициент радиальной нагрузки для опоры А определим согласно [3, c. 360] по таблице 16.5, равен 0,56;

x_D - коэффициент радиальной нагрузки для опоры D определим по таблице 16.5 согласно [3, c. 360], равен 1;

?_А - коэффициент вращения для подшипника в опоре А равен 1, так как вращается внутреннее колесо;

?_D - коэффициент вращения для подшипника в опоре D равен 1, так как вращается внутренне колесо;

y_A - коэффициент осевой нагрузки для опоры А определим согласно [3, c. 360] по таблице 16.5, равен 1,99;

y_D - коэффициент осевой нагрузки для опоры D определим по таблице 16.5 согласно [3, c. 360], равен 0;

k_Б - коэффициент безопасности, учитываемый характер нагрузки при умеренном режиме работы равен 1,3;

k_T - температурный коэффициент для стали 40ХН принимаем согласно [3, c. 358] равным 1.

p_A = (0,56•1•7,32 + 1,99•0,779)•1,3•1 = 7,34 кН,

p_D = (1•1•9,39 + 0)•1,3•1 = 12,21 Н,

а₁ - коэффициент надежности подшипников [3, табл. 16.3] равен 1;

а₂ - обобщенный коэффициент совместного влияния качества и условий эксплуатации согласно [3, табл. 16.3] равен 0,8;

L - ресурс;

L = (60•n•L_h)/10⁶,

где L_h - время работы в часах, ч.;

n - частота вращения промежуточного вала, об/мин;

L = (60•152,139•13000•0,18)/10⁶ = 21,4 млн. об.

Опора D является более нагруженной, дальнейший расчет ведем по ней.

p - показатель степени определим согласно [3, c. 356] равен 3;

С_р = 12,21•= 36,52 Н;

Условие работоспособности подшипника выполняется, т.е. С_р < С;

36,52 < 37,8.

Приведенные расчеты показали, что при заданном режиме эксплуатации тихоходная ступень обеспечивает необходимую долговечность по прочности зубьев, а также обеспечена работоспособность промежуточного вала по усталостной прочности и по грузоподъемности подшипников качения.

12. Подбор и расчет шпоночных соединений

Для передачи вращающего момента в соединениях зубчатых колес с валами и на концах валов используем призматические шпонки ГОСТ 23360-78. Подбор шпонки заключается в выборе по стандартам ширины шпонки b и высоты h, а также в определении рабочей длины l_р и длины шпонки l_ш. Для нашего редуктора необходимо четыре шпонки - по одной на каждом из концов и по одной под каждым из колес зубчатой передачи.

Принимаем [?_см] = 120 МПа ([?_см] = 80..150 МПа (для переходных посадок)), определим параметры шпонок:

- на конце быстроходного вала (для диаметра 32), устанавливается шпонка сечением 6?6 мм [2, табл. 24.32].

;

мм;

;

мм;

Из сортамента шпонок принимаем мм, следовательно, на конец быстроходного вала устанавливаем шпонку 6?6?22 ГОСТ 23360-78.

- на конце тихоходного вала (для диаметра 67) устанавливается шпонка сечением 20?12 мм [2, табл. 24.32].

;

мм;

;

мм;

Выбираем из сортамента длину шпонки мм.

Из сортамента выбираем шпонку 20?12?90 ГОСТ 23360-78.

- Под быстроходным колесом (для диаметра 53) устанавливается шпонка сечением 16?10 мм [2, табл. 24.29]. Рабочая длина шпонки:

;

мм;

мм;

Выбираем из сортамента длину шпонки мм.

;

мм;

Из сортамента примем шпонку сечением 16?10?45 ГОСТ 23360-78.

- Под тихоходным колесом (для диаметра 85) устанавливается шпонка сечением 25?14 мм [2, табл. 24.29].

Рабочая длина шпонки:

;

мм;

мм;

Выбираем из сортамента длину шпонки мм.

;

мм;

Из сортамента примем две шпонки сечением 25?14?71 ГОСТ 23360-78.

13. Эскизы стандартных изделий

Подшипник ГОСТ 8338-75

Обозначение	размеры, мм	грузоподъемность, кН
	d	D	B	r	Сr	Сor
208	40	80	18	2	25,6	18,1
309	45	100	25	2,5	37,8	26,7
215	75	130	25	2,5	51,9	41,9

Шпонка ГОСТ 23360-78

Обозначение	d	b	h	t1	t2	l
Шпонка 6x6x22	29,1	6	6	3,5	2,8	22
Шпонка 20x12x90	67	20	12	7,5	4,9	90
Шпонка 16x10x45	53	16	10	6	4,3	45
Шпонка 25x14x71	85	25	14	9	5,4	71

14. Обоснование выбора конструкции крышек подшипников

Размеры крышки определяются, прежде всего, размером внешнего кольца подшипника. В данном случае используются закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.

привод грузоподъемный барабан редуктор

Рисунок 12 - Конструкция крышки подшипника

Толщина стенки крышки подшипника принимается по [2. стр. 148]

Принимаем ? = 5 мм.

Толщину стенки крышки корпуса ?1 = (0,9…1) • ?, где ? = 5 мм -

- толщина стенки корпуса. Толщину стенки крышки корпуса принимаем

?1 = 5 мм.

S=(0,9…1) ?= 4,5…5 мм

Принимаем S = 6 мм

С? 0,5• S =0,5• 6= 3 мм

Принимаем b по [2. стр. 139] b= 5 мм

l? 2,5• 5= 2,5•5 =12,5 мм.

По стандартному ряду принимаем l=14 мм.

15. Смазывание зубчатой части

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Картерную систему смазки применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с. В нашем случае окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней находятся в этих пределах, поэтому применение такой системы смазки вполне оправдано.

В двухступенчатой передаче при окружной скорости ? 1 м/с в масло достаточно погрузить только колесо тихоходной ступени, при вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

16. Описание сборки узла промежуточного выла

На вал-шестерню в паз для шпонки зубчатого колеса устанавливается шпонка 16х10х45 ГОСТ 23360-78. Затем с левой стороны с натягом надевается зубчатое колесо, надевается втулка упорная и насаживается подшипник.

Затем с правой стороны надевается маслоотражающее кольцо и насаживается подшипник.

После завершения сборки промежуточного вала, его устанавливают в корпус редуктора, и закрывают обе стороны промежуточного вала закладными крышками. После чего с помощью регулировочных колец выставляют и регулируют размеры.

Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т. 2. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980. - 559 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985. - 416 с.

3. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с.

4. Писаренко Г.С. Справочник по сопротивлению материалов. - Киев: Наукова думка, 1975. - 705 с.

5. Методические указания к выполнению расчетно-графической работы по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Сост.: С.С. Прокшин, Б.А. Беляев, А.А. Сидоренко, В.А. Федоров, С.М. Минигалеев. - Уфа, 2006. - 58 с.

Размещено на Allbest.ru