Проектирование двухступенчатого привода и цилиндрического одноступенчатого редуктора

1- Электродвигатель,

2- Муфта упругая втулочно-пальцевая,

3- Редуктор цилиндрический одноступенчатый вертикальный,

4- Цепная передача,

5- Приводной вал машины.

Рисунок 1. - Кинематическая схема привода

2. Эскизный проект

2.1 Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Общий КПД двухступенчатого привода:

(1)

где з - общий КПД привода;

- КПД открытой передачи;

- КПД муфты,

-0,96

-0,98

0,92*0,96*0,98=0,8655=0,9

Требуемая мощность электродвигателя:

(2)

Где - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

- мощность быстроходного вала рабочей машины, кВт;

- коэффициент полезного действия привода машины.

,

=5,1

Частота вращения выходного вала;

 = =95,5 (3)

где - частота вращения выходного вала привода, об/мин;

- угловая скорость быстроходного вала рабочей машины, с^-1

Таблица 1 - Двигатели асинхронные короткозамкнутые трёхфазные серии 4А. Диапазон частот вращения. определение передаточных чисел привода

Выбираем тип 4A112M8У3

Номинальная мощность: P_ном = 5,5 кВт,

Номинальная частота вращения: n=720 об/мин,

Передаточное число: ??= 7.5

==3 (4)

где - передаточное число открытой передачи;

?? - передаточное число привода;

- 4;

- 2.5

Таблица 2 - Определение основных параметров редуктора

Кинематические и силовые параметры привода рассчитываются для быстроходного и тихоходного валов редуктора и для выходного вала электродвигателя. Расчет кинематических и силовых параметров привода сведен в таблицу.

2.2 Выбор материала зубчатых или червячной передачи. Определение допускаемых напряжений

Таблица 3 - Выбор материала термообработки

Определение допускаемых контакты напряжений шестерни:

_H1=1,8HB_ср1+67= Н/мм²; (5)

е HB_ср1 - твёрдость шестерни.

HB_ср1=285.5

_H1=1,8*285.5+67=580 Н/мм²;

Определение редукторных напряжений изгиба для витков шестерни:

_F1=1,03*285.5=Н/мм²; (6)

HB_ср1 - средняя твёрдости поверхности зубьев шестерни.

_F1=1,03*285.5=294 Н/мм²;

Допускаемые контакты напряжений колеса:

HB_ср2=248.5

Допускаемое напряжение зубчатого колеса при числе циклов:

_H1=1,8HB_ср2+67 Н/мм²; (7)

_H1=1,8*248.5+67 =514.3 Н/мм²;

где НВ_ср2 - средняя твердость рабочих поверхностей зубьев колеса.

Допускаемое напряжение изгиба при числе циклов перемены N_F1:

_F1=1,03*HB_ср2 = Н/мм²; (8)

где HB_ср2 =248.5

_F1=1,03*248.5 =256 Н/мм²;

_H2<H1

514.3<580 Условие выполняется…

2.3 Расчет закрытой передачи

Определить межосевое расстояние А_w, мм:

A_w ? K_a(??_зn+1)*K_Hв = (9)

=43*(2.5+1)*1=150.5* *1= 150*

=150*0.66=99;

Полученное значение межосевого расстояния округлил до ближайшего значения по ряду нормальных линейных размеров R_a : A_w=100

Определение модуля зацепления, мм:

m ? (10)

m ? = = =1.5;

где T₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м;

- допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса, Н/мм²;

K_m - 5,8 для косозубых передач;

d_{2 -} делительный диаметр колеса, мм.

Делительный диаметр колеса определяется:

d₂ = (11)

d₂ = = = =142.9;

где A_w - 100

??_зп - 2.5

b₂ - ширина венца колеса, мм:

b₂ = Ш_a*A_w (12)

b₂ = Ш_a*A_w =0.32*100=32 ;

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартному из ряда: m=1.5

Определение минимального угла наклона зубьев для косозубых и шевронных передач, град:

в_min = arcsin = = 9; (13)

где m - 1.5

b₂ -32

Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса:

Для косозубых передач:

z_? = z₁+z₂ = = =120; (14)

где -9

Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

в = arccos = arcos = arcos 0.99=8; (15)

где -132;

m -1.5;

A_w -100.

Определение число зубьев шестерни:

z₁ = = =37.7=38; (16)

где -132;

-2.5.

Определить число зубьев колеса:

z₂ = z_{? -} z₁ =132-38=94; (17)

где z_? -132;

z₁ -38.

Фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

??_ф = == 2.5 (18)

где z₂ -94;

z₁ -38.

??? = *100% = *100%=0 ? 4%; (19)

где ??_зп - 2.5.

Определение фактического межосевого расстояния, мм:

A_w = = = = 100 ; (20)

где z₁ -38;

z₂ -94;

m -1.5;

в -0.99.

Определить фактические основные геометрические параметры шестерни и колеса:

Таблица 4 - Определение основных геометрических параметров шестерни и зубчатого колеса

Примечание:

m - 1.5 мм;

z₁ - 38;

z₂ - 94;

в -0.99.

Проверка межосевого расстояния, мм:

A_w = == =100 (21)

где d₁=57.6мм; d₂ = 142.4мм.

Определение окружной силы на колесе, Н:

F_t2 = =; (22)

Определение окружной скорости колеса, м/с и степени точности передачи.

Окружная скорость колеса определяется по формуле, м/с:

х = =; (23)

где -30.2 с^-1; d₂-142.4 мм.

Степень точности передачи определяется в зависимости от окружной скорости.

Степень точности №9:

K_Hв - 1;

K_Hх - 1,03;

K_Ha - 1,1;

k_Fв - 1,14.

Определение фактического контактного напряжения зубьев колеса, Н/мм².

Фактическое контактное напряжение зубьев колеса сравнивается с допустимым напряжением:

??_H2 = K ==

= 376* = *376*1.97=490 (24)

где F_t2 -4379;

d₂ -142.4; b₂ -42 ;

??_ф - 2.5;

K - вспомогательный коэффициент:

K = 376 - для косозубых передач;

K_Ha - 1,1;

Основным условием работоспособности передачи является:

??_H2 ? [ (25)

490<514 Н/мм²;

Контактное напряжение зубьев колеса не превышает допускаемое напряжение, условие выполняется.

Проверка напряжений изгиба зубьев колеса, Н/мм²:

??_F2 = Y_F2*Y_в* * K_Fб*K_Fв*K_Fх ? [??]_F2; (26)

3.6*0.95* * 1*1*4? 514

где F_t2 -4379 Н;

b₂ -32 мм;

m -1.5;

Y_в -0.95 коэффициент наклона зуба:

Для косозубых и шевронных колёс коэффициент наклона зуба:

Y_в = 1- =1-=1-0.05=0.95 (27)

где -8 град;

Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса, определяется в зависимости от зубьев колеса z₂:

Y_F2 - 3,6;

- 3,7.

Условием прочности колеса является:

??_F2 ? [??]_F2 (28)

124.5Н/мм²< 514 Н/мм²;

Фактическое напряжение изгиба зубьев колеса не превышает допустимого напряжения изгиба зубьев колеса.

Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни, Н/мм²:

??_F1 = ??_F2 * = ? [??]_F1 (29)

??_F1 = 124.5* = ? [??]_F1

128 ? 294.1

128Н/мм² < 294,1 Н/мм²;

где [??]_F2 -Н/мм²;

??_{F2 -} Н/мм²;

-3.7;

Y_F2-3.6;

При проверочном расчете ??_F значительно меньше [??]_F1, то это допустимо, т.к. нагрузочная способность зубчатых передач ограничивается прочностью.

2.4 Расчет открытой передачи

Расчет цепной передачи:

Определить коэффициент эксплуатации цепной передачи:

K_э = К_д*К_с*К_и*К_рег*К_р=1.2*1.5*1.25*1.25*1.25=3.5 ; (30)

где К_д -1.2;

К_с -1.25 ;

К_и - 1.05;

К_рег - 1.25;

К_р - 1.5;

K_b -1.25.

Определить число зубьев ведущей звёздочки:

Z₁ = 29-2*??_оп =29-2*3=23; (31)

где ??_оп -3

Определить допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей, Н/мм².

Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей определяется в зависимости от частоты вращения тихоходного вала редуктора N₂:

Допускаемое давление - [P_ц] = 26 Н/мм².

Определить шаг цепи p, мм:

P ? 2,8 =2,8 =2,8 =25.76; ; ; (32)

где T₂ -Н*м;

K_э -3.5;

z₁ -23;

[P_ц] -30 Н/мм²;

v - 1= число рядов цепи.

Полученное значение шага округлил в большую сторону до стандартного

P - 31.75 мм.

Определить число зубьев ведомой звёздочки:

z₂ = z₁*??_оп =23*3; (33)

где z₁ -23;

??_оп -3.

Определить фактическое передаточное число цепной передачи:

??_ф = =; (34)

??? = *100% = *100%? 4% (35)

0%?4%

где i_оп -3.

Выбрать оптимальное межосевое расстояние, мм:

a = (30…50)*p = мм; (36)

где p - 19,05 мм.

Тогда межосевое расстояние в шагах составит:

a_p = = 30…50:

a_p =.

Определить число звеньев цепи

L_p = 2*a_p+ + ; (37)

L_p = 2*40+ + =80+46.5+

где a_p -40;

z₁ -23;

z₂ - 70.

Уточнить межосевое расстояние в шага, мм:

a_p = 0,25 = ; (38)

a_p = 0,25 =

= 0.25*(81.4+78.5)=0.25*160=40

где L_p -81.4 ;

z₁ -23 ;

z₂ -70.

Определить фактическое межосевое расстояние, мм:

a = a_p*p = 40*31.75=1270 мм; (39)

где a_p - 40;

p - 31.75 мм.

Определить длину цепи, мм:

L = L_p*p = 127.9*31.75мм; (40)

где p - 3.75 мм;

L_p -81.4.

Определить фактическую скорость цепи, м/с:

х = = =3.5 (41)

где z₁ - ;

p -31.75мм;

N₂ -288об/мин.

Определить окружную силу, передаваемую цепью, Н:

F_t = = =1342.9Н; (42)

где P₂ -4.7;

х -3.5.

Определить предварительное натяжение цепи от провисания ведомой

ведомой ветви, Н:

F₀ = = =4.5Н. (43)

где K_f = 6- для горизонтальных передач;

a -40 мм; q - 3.8;

g -9.81м/с² - ускорение свободного падения.

Определить коэффициент нагрузки вала.

Коэффициент нагрузки вала к_b = 1,15.

Определить силу давления цепи на вал, Н:

F_оп = K_b*F_t+2F_o = 1.05*134.2+2*4.5=1419Н; (44)

где k_b -1.05; F_t -134.2Н; F₀ -4.5Н.

Таблица 5 - Силы в зацеплении закрытой передачи

Консольные силы, действующие на выходные ступени валов:

F_m1 = (50…125) =80*=80*8.09=647 (45)

F_оп=80.

2.5 Проектный расчет валов. Подбор подшипников качения. Конструирование колеса

Определение основных параметров быстроходных валов для цилиндрических редукторов:

1 - я ступень под элемент открытой передачи или полумуфту:

Диаметр

D₁ = = =28; (46)

где T₁ -Н*м;

- Н/мм² - допускаемое напряжение кручения.

Длина

L₁ = (1,2…1,5)D₁ =1.3*28=37; (47)

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Диаметр

D₂ = D₁ +2t =28+2*4=40 мм; (48)

где t - мм высота буртика.

Полученное значение D₂ округлил в большую сторону, кратного.

D₂ = 40 мм.

Длина

L₂ = 1,5D₂ = 1.5*40=60мм. (49)

3- я ступень под шестерню:

Диаметр

D₃ = D₂ + 3,2*t =40+3.2*4=40=12.8=52.8=53 мм. (50)

4 -я ступень под подшипник:

Диаметр

D₄ = D₂ =40 мм (51)

Длина 4 -й ступени равна ширине выбранного подшипника.

Определение основных параметров тихоходных валов:

1 - я ступень под элемент открытой передачи или полумуфту:

Диаметр

D₁ = = =38мм; (52)

где T₂ -155.9 Н*м;

- 15 Н/мм² - допускаемое напряжение кручения.

Длина

L₁ = (1,2…1,5)D₂ =1.3*38=50; (53)

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Диаметр

D₂ = D₁ +2t =38+2*4=50; (54)

где t - мм высота буртика.

Полученное значение D₂ округлил в большую сторону, кратного.

D₂ =50.

Длина

L₂ = 1,5D₂ =1.5*50=75; (55)

3- я ступень под шестерню:

Диаметр

D₃ = D₂ + 3,2*t =50+3.2*4=63. (56)

4 -я ступень под подшипник:

Диаметр

D₄ = D₂ =50 (57)

Длина 4 -й ступени равна ширине выбранного подшипника.

Конструирование колеса.

Конструирование зубчатого цилиндрического колеса.

Диаметр обода, мм:

d_об = d_a2 = 142.4. (58)

Толщина обода, мм:

S = 2,2m+0,05b₂ =2.2*1.5+0.05*32=5.28; (59)

где m -1.5мм;

b₂ -32мм.

Ширина обода, мм:

b_об = b₂ =32 мм (60)

Внутренний диаметр ступицы, мм:

d = d₃ = 63мм (61)

Наружный диаметр ступицы, мм:

d_ст = 1,55*d₃ =1.55*63=98 мм; (62)

Длина ступицы, мм:

I_ст = (1,0…1,5)d₃ =1.5*63=94.5мм; (63)

где d₃ -мм.

Толщина диска, мм:

C = 0,25b₂ =0.25*32=8 мм; (64)

b₂ -32 мм

Радиусы закреплений и уклон, мм:

R ? 6; г ? 7?

n₀ = 5 мм;

f = (0,6…0,7) с округлением по R 0,25.

2.6 Подбор призматических шпонок. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки подбираются в зависимости от диаметра и длины той степени вала, на которой они устанавливаются. Длину шпонки назначают на 10…15 мм.

Таблица 6 - Шпоночное соединение с призматическими шпонками

Выбираем по ГОСТ 23360 - 78 шпонки проверяются на смятие по условию прочности:

Б/х

??_см = = = =24.6 Н/мм²; (65)

где ??_см -24.6 напряжение смятия, Н/мм²;

T₁ -65.6Н*м;

d₁ -28мм;

h -7 мм, высота шпонки;

t₁ -4мм;

I -25мм;

b -8мм;

[??]_см = 24.6Н/мм².

Рабочее напряжение смятия не превышает допустимое напряжение смятия:

??_см ? [??]_см (66)

24.6 Н/мм < 130 Н/мм².

Т/x

??_см = == =129Н/мм²; (67)

где ??_см - 129 напряжение смятия, Н/мм²;

T₂ -155.9Н*м;

d₁ -38 мм;

h -8 мм, высота шпонки;

t₁ -4мм;

I -28мм;

b - 10 мм;

[??]_см =130 Н/мм².

Рабочее напряжение смятия не превышает допустимое напряжение смятия:

??_см ? [??]_см (68)

36.5 Н/мм² < 130 Н/мм².

??_см = = ==5.5 Н/мм²; (69)

где ??_см - 5.5 напряжение смятия, Н/мм²;

T₂ -155.9Н*м;

d₃ -88 мм;

h -14 мм, высота шпонки;

t₁ -4 мм;

I - 70 мм;

b -25 мм;

[??]_см = 130 Н/мм².

Рабочее напряжение смятия не превышает допустимое напряжение смятия:

??_см ? [??]_см (70)

5.5Н/мм² < 130 Н/мм².

Предварительный выбор подшипников.

К28. Подшипник шариковые радиально - упорные однородные:

Б/х

46306 - a =26?

d = 30; D = 72; B=19; C_r = 25,6 ; C_or = 18,7.

Т/х

46309 - a = 26?

d = 45; D = 100; B = 25; C_r = 48,1; C_or = 37,7.

2.7 Определение реакций в подшипниках и моментов в опасных сечениях валов

Определение реакций опор и изгибающий для тихоходного вала цилиндрического редуктора, соединенного с цепной передачей.

Рисунок 2 - Силовая схема тихоходного вала с цепной передачей.

F_t1 -4228 Н;

F_r1 - 1553 Н;

F_a1 - 803 Н;

F_оп - 821 Н;

L_б - 178;

L_оп - 74;

d₁ -38 мм.

1.Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

? M_x1 = 0

R_By = = =

= 2025 Н; (71)

? M_x4 = 0

R_Ay = = = 349 H; (72)

Проверка:

? y =0

R_ay- F_r1+R_By - F_оп=0 (73)

349-1553+2025-821=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х, Н*м:

M_x1 = 0

M_x2 = R_ay = 349 * = 31 Н*м; (74)

M_x2 = -R_by +F_оп= -2025*89+821*163= -46.4 Н*м; (75)

M_x3 =F_оп * L_оп= 821,6*74=60,7 Н*м. (76)

2.Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

? M_y2 = 0

R_ax=R_bx=F_t1/2=4228/2=2114 H. (77)

Проверка:

? х = 0

R_ax + R_bx - F_t1 = 0 (78)

2114+2114-4228 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y.

? M_y1 = 0

M_y2 = R_bx *I_b/2 = 2114 *89 = 188,146 Н*м; (79)

M_y3 = 0;

M_y4 = 0.

Определяем суммарные реакции, Н:

R_a = = = 2142 H; (80)

R_b = = = 2927 H; (81)

Определяем суммарные изгибающие моменты:

M₂ = = = 190 H*m; (82)

M₃ = = 60,8 H*m; (83)

Определение реакций опор и изгибающих моментов для вала, соединённого с муфтой (схема универсальная).

Рисунок 3 - Силовая схема цилиндрического вала - шестерни или вала червяка

F_t -4228 Н;

F_r - 4379 Н;

F_a - 613 Н;

I_т - 188;

I_м - 160;

d₂ - 65 мм.

1.Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

? M_x1 = 0

R_y2 = = = 915,3; (84)

? M_x3 = 0

R_y1 = = = 637,7 Н; (85)

Проверка:

? y = 0

R_y1 + R_y2 - F_r = 0 (86)

637,7 +915,3 -4379 =0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x.

M_x1 = 0

M_x2 = R_y1* = 637,7* = 59,9 Н*м; (87)

M_x2 = R_y2* = 915,3* = 86 Н*м; (88)

M_x3 = 0;

M_x4 = 0.

2. Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

? M_y1 = 0

R_x2 = = = -3611; (89)

? M_y3 = 0

R_x1 = = = 4746 Н; (90)

Проверка:

? y = 0

R_x1 - F_t + R_x2 +F_m = 0 (91)

4746-4228-3611+3093 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y.

M_y1 = 0

M_y2 = -R_x1* = 4746* = 446,142 Н*м; (92)

M_y3 = F_m * I_m = 3093*160 = 494,880 Н*м; (93)

M_y4 = 0.

Определяем суммарные реакции опор, Н:

R₁ = = = 4788,6 Н; (94)

R₂ = = = 3725,1 Н. (95)

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях вала, Н*м:

M₂ = = = 454,2 Н*м. (96)

2.8 Проверочные расчеты подшипников и валов

привод двигатель подшипник редуктор

Проверочный расчет подшипников для быстроходного вала: №46306, где С_r = Н;

1.Выбрать схему установки подшипников:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4. - Схема нагружения подшипников на быстроходном валу

R_r1 = 2142,6 Н;

e = 0,68;

щ₁ = 32c^-1;

R_r2 = 2927 Н;

Y = 0,87;

L_n = 18000 ч;

F_a1 = 803,32 Н.

3.Определение осевых составляющих нагрузок, Н:

R_s1 = e*R_r1 = 0,68*2142 = 1457 Н; (97)

R_s2 = e*R_r2 = 0,68*2927 =1990 Н; (98)

где e = 0,68;

4.Определение осевых нагрузок подшипников, Н:

R_a1 = R_s1

R_a1 = 1457 Н; (99)

R_a2 = R_a1 + F_a1 = 1457 +803 = 2260 Н. (100)

5.Отношение осевых и радиальных нагрузок:

1. = = 0,68 = e;

I = 0,68.

2. = = 0,77> e;

e = 0,68.

По результатам сопоставлений и выбираем формулы для определения динамической эквивалентной нагрузки каждого подшипника.

6.Эквивалентная динамическая нагрузка:

R_e = (XVR_r + YR_a)*k_б*k_t при > e: (101)

R_e2 = (0,41*1*2927 + 0,87*2260)*1*1,2 = 3799 Н;

R_e = VR_r*k_б*k_т при ? e: (102)

R_e = 1*2142*1,2*1 =2571 Н;

где k_б = 1,2;

k_т = 1;

V = 1.

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для большего значения эквивалентной динамической нагрузки.

7. Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

C_rp = R_e < C_r ; (103)

C_rp = 3799* = 26257 Н;

где щ - 32 c^-1;

- 18000 часов;

m - 3;

C_rp < C_r

26257 < 48100

По условию C_rp < C_r подшипник №46309 пригоден.

8.Проверка на долговечность, час:

L_10h= ? L_h ; (104)

L_10h = = 109000 часов > L_h ;

где щ - 152 с^-1;

C_r - 48100 Н;

R_e - 3799 Н.

L_10h > L_h

109000> 18000

Условие пригодности L_10h > L_h выполняется.

2. Проверочный расчет подшипников на тихоходном валу.

Проверке подлежит шариковый радиально-упорный однорядный подшипник средней серии №46313.

C_r =89 Кн = 89000 Н. (105)

2.Сумарные реакции опор:

1. Выбираем схему установки подшипников:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5. - Схема нагружения подшипников на тихоходном валу

2. Суммарные опоры:

R_r1 = 4789 Н;

R_r2 = 3725 Н;

щ₂ = 8 c^-1;

E = 0,68;

L_n = 18000 часов;

Y = 0,87.

3. Определение осевых составляющих нагрузок, Н:

R_s1 = I*R_r1 =0,68*4789 = 3256 Н; (106)

R_s2 = I*R_r2 =0,68*3725 =2533 Н; (107)

где I = 0,68;

R_r1 = 4789 Н;

R_r2 = 3725 Н.

4. Определение осевых нагрузок подшипников, Н:

R_a1 = R_s1

R_a1 = 3256 Н; (108)

R_a2 = R_a1 + F_a1 = 3256 + 803 =4059 Н. (109)

5.Отношение осевых и радиальных нагрузок:

1. = = 0,68 = I;

I = 0,68.

2. = = 1,08 > I;

I = 0,68.

По результатам сопоставлений и выбираем формулы для определения динамической эквивалентной нагрузки каждого подшипника.

6.Эквивалентная динамическая нагрузка:

R_e = (XVR_r + YR_a)*k_б*k_t при > e:

R_e2 = (0,41*1*3725 + 0,87*4059)*1*1,2 = 6070 Н;

R_e = VR_r*k_б*k_т при ? e: (110)

R_e = 1*4789*1,2*1 =5747 Н;

где k_б = 1,2;

k_т = 1;

V = 1.

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для большего значения эквивалентной динамической нагрузки.

7. Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

C_rp = R_e < C_r ; (111)

C_rp = 6070* = 26428 Н;

где щ - 8 c^-1;

- 18000 часов;

m - 3;

C_rp < C_r

26428 < 89000

По условию C_rp < C_r подшипник №46313 пригоден.

8.Проверка на долговечность, час:

L_10h= ? L_h ; (112)

L_10h = = 678445 часов > L_h ;

где щ - 8 с^-1;

C_r - 89000 Н;

R_e - 6070 Н.

L_10h > L_h

678445 > 18000

Условие пригодности L_10h > L_h выполняется.

3. Прочностной расчет валов.

Проверочный расчет валов на прочность выполняют, учитывая совместное действие изгиба и кручения. Целью расчета является определение коэффициентов запаса прочности в наиболее опасном сечении вала и сравнение его с допускаемым коэффициентом запаса прочности: S < [S], где S - общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала; [S] = 1,6…2,1 - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Нормальные напряжения в опасных сечениях вала изменяются по симметричному циклу и определяются, Н/мм²:

??_H2 = = = 10,7 Н/мм²; (113)

где М - момент изгиба в опасном сечении вала, Н*м;

W_НЕТТО - осевой момент сопротивления сечения вала, мм³:

Для 3-го сечения

W_НЕТТО3 = 0,1d³ = 0,1*65³ = 27462,5; (114)

где d = 65 мм.

Нормальные напряжения в 2-м сечении вала, Н/мм²:

??_H3 = = =17,9; (115)

Для 2-го сечения:

W_НЕТТО2 = 0,1 = 0,1* = 42157; (116)

где d =75 мм;

t₁ = 7,5.

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу:

Касательные напряжения для 2-го сечения, Н/мм²:

ф_a2 = = = 3,6 Н/мм²; (117)

где Т - вращающий момент на валу, Н*м:

T₂ - 612,48 Н*м;

W_НЕТТО - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Для 3-го сечения:

W_pНЕТТО3 = 0,2d³ = 0,2*65³ = 54925; (118)

где d - 65 мм;

Для 3-го сечения:

W_pНЕТТО3 = 0,2d³ - = 0,2*75³ - = 84344; (119)

где b - 20 мм;

t₁ = 7,5.

Касательные напряжения для 3-го сечения, Н/мм²:

ф_A3 = = = 3,63 Н/мм²; (120)

где T₂ -612,48 Н*м;

W_pНЕТТО3 - 84344.

Наиболее опасным сечение является 2-ое сечение.

k_?? = 2,3;

k_d = 0,76;

k_F = 1,5;

k_y = 1,7;

k_e = 2,15.

Во 3-м сечении нормальные и касательные напряжения имеют наибольшее значение по сравнению с другими сечениями вала. Дальнейший расчет ведется только для 3-го сечения вала, которое называется расчетным.

Коэффициент концентрации нормальных напряжений в расчетном сечении вала определяется:

(k_??)₃ = * = * = 7,83; (121)

где k_у - коэффициент концентрации нормальных напряжений:

k_?? = 2,3;

k_F = 1,5 коэффициент влияния шероховатости;

k_d = 0,76;

k_y = 1,7;

Коэффициент концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала определяется:

(k_r)₃ = * = * = 1,93; (122)

где k_ф = 2,15 - коэффициент концентрации касательных напряжений;

k_d = 0,76;

k_F = 1,5.

Пределы выносливости по нормальным напряжениям в расчетном сечении определяются, Н/мм²:

(??_-1)₂ = = = 48,5 Н/мм²; (123)

где ??_-1 - 380 Н/мм² - предел выносливости;

Пределы выносливости по касательным напряжениям в расчетном сечении определяются, Н/мм²:

(ф_-1) ₂ = = = 114,1 Н/мм²; (124)

ф_-1 = 0,58*380 = 220,4 Н/мм²;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжением:

S?? = = = 2,7; (125)

где ??_-1 -48,5Н/мм² - предел выносливости;

??_H - 17,9 Н/мм².

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем:

S_r = = = 20,7; (126)

Общий коэффициент запаса прочности в расчетном сечении определяем:

S = = = 2,68 > [S] = 1,6…2,6; (127)

Условие S ? [S] выполняется.

3. Технический проект

3.1 Конструирование корпуса редуктора, его узлов и деталей

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей зубчатых передач, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторных пар и в подшипниках. Материал корпуса серый чугун СЧ-15, способ изготовления - литье.

Толщина стенки корпуса, мм:

?? = 1,8 = 1,8 9мм;

T₂ = 612,48 Н*м;

Рисунок 6 - Угловая ниша фундаментного фланца

Параметры боковой и угловой ниш определяется в зависимости от размеров крепёжного болта или винта.

Конструктивные элементы фундамента фланца:

Винт M16:

K₁ = 35; b₀₁ = 21;

C₁ = 18; d₀₁ = 18.

D₀₁ = 26;

Ширина платика определяется:

b₁ =2,4d₁ + д = 2,4*18 + 9 = 52;

Высота платика определяется:

h₁ = 1,5d₁ = 1,5*18 = 27;

Высота ниши определяется:

h₀₁ = 2,5(d₁ +д) = 2,5*(18+9) = 67,5;

где д = 9 мм.

Фланцевые соединения предназначены для соединений корпусных деталей редуктора. Проектируем фундаментные, фланцы подшипниковых бобышек с креплением, фланец для крышки подшипникового узла быстроходного вала и фланец для крышки смотрового люка.

1.Конструирование стяжного фланца.

Стяжной фланец предназначен для соединения верхней и нижней частей корпуса по линии разъема. Фланец расположен в месте установки подшипниковых болтов или винтов.

Размеры стяжного фланца выбираются в зависимости от крепёжной детали.

Винт M12:

K₂ = 26 мм;

C₂ =13 мм;

D₀₂ = 20 мм;

d₀₂ = 14 мм.

Рисунок 7 - Крепление винтами

Высота стяжного фланца определяется, мм:

По креплении винтами:

h₂ = 2,3d₂ = 2,3*14 = 32,2 мм.

Фланец для крышки подшипникового узла.

Отверстия подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов закрываются врезными крышками.

Для подшипниковых бобышек быстроходного валов, мм:

D_нар = D + 3д = 140 + 3*9 = 167 мм;

Для подшипниковых бобышек быстроходного валов, мм:

D_нар = D + 3д = 100 + 3*9 = 127 мм

где D - наружный диаметр подшипника, мм:

D_б/x = 100 мм;

D_т/х = 140 мм;

д - 9 мм.

Фланец под штифт:

Рисунок 8 - Штифтовой фланец.

3.2 Выбор смазки редуктора. Конструирования элементов системы смазки

Для редукторов общего назначения применяют смазывание жидким маслом картерным способом (окунанием). Сорт масла зависит от расчетного контактного напряжения зубьев колеса и фактической окружной скорости колеса.

Для смазывания зубчатой передачи выбираем масло: И-Г-А-68 ГОСТ 174794-87. Т.к ??_H = 488 Н/мм², х = 2,7 м/c.

Уровень масла при нижнем расположении шестерни должен проходить через центр нижнего тела качения в подшипнике на быстроходном валу. Следовательно, уровень масла требуется определить конструктивно. Для смазывания зубьев шестерни на быстроходный вал установлены разбрызгиватели.

Контроль уровня масла осуществляется с помощью круглого маслоуказателя. Для слива отработанного масла в нижней части корпуса предусмотрено сливное отверстие, герметично закрытое пробкой.

Определение уровня масла:

В цилиндрических редукторах при окунании в масленую ванну колеса уровень масла определяется:

h_mmin=m = 2;

где m - 2 мм.

h_mmax=0,25d₂=0,25*289,7 = 72,4 мм;

где d₂ = 168 мм.

Для смазывания подшипников применяем пластичную смазку солидол жировой ГОСТ 1033-79.

Литература

1. Единая система конструкторской документации ГОСТ 2.105 - 95, ГОСТ 2.301- М.: Просвещение, 1995. - 282с.: ил.

2. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие.- М.: Высш. шк., 2004.-309с.: ил.

3. Методические рекомендации и курсовой проект по дисциплине «Детали машин» для студентов III курса. Составитель: Забродина С.В. - Ч., 2003.- 111с.

4. Оформление пояснительной записки курсовых и дипломных проектов в соответствии с требованиями ГОСТ 2.105-95, методические указания, составители: Диванова О.П., Колмакова Л.А. - Череповец 2002

5. Чекмарев А.А. Справочник по машиностроительному черчению.-2-е изд., перераб. М.: Высшая школа; Изд. Центр «Академия», 2002.-493 с.: ил.

6. Фролов М.И. Техническая механика. Детали машин. - М.: Высшая школа.

7. Шейнблинт А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - Изд. 2-е, перераб. и доп.- Калининград: «Янтарный сказ», 2003. - 454с.: ил., черт. - Б.ц.

Размещено на Allbest.ru