Проектирование двухступенчатого привода и цилиндрического одноступенчатого редуктора

Кинематическая схема и расчет двухступенчатого привода. Выбор двигателя, материала червячной и зубчатых передач. Вычисление параметров валов и подшипников качения, подбор призматических шпонок. Конструирование корпуса редуктора, его узлов и деталей.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 13.03.2013
Размер файла 1007,3 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Совокупность двигателя и одной или нескольких механических передач, соединенных между собой с помощью муфт, называется приводом. Привод сообщает движение ведущему звену рабочей машины. В состав проектируемого привода входят электродвигатель, поликлиновая ременная передача, одноступенчатый цилиндрический редуктор и муфта. Данный привод обеспечивает привод галтовочного барабана с параметрами, которые указаны в техническом задании.

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатой передачи, помещенной в отдельный герметичный корпус, работающий в масляной ванне. Редуктор предназначен для понижения частоты вращения и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Проектируемый редуктор - цилиндрический одноступенчатый с расположением шестерни ниже зубчатого колеса. Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей цилиндрической косозубой передачи, защиты ее от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. У редуктора предусмотрен разъемный корпус, изготовленный из серого чугуна.

1. Кинематическая схема привода

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

Тип Двигателя

Номинальная мощность

Номинальная частота вращения, об/мин

Частота вращения приводного вала рабочей машины, об/мин

Передаточное число привода

4А100L2У3

5,5

2880

153

19

4A132M8У3

5.5

720

153

7.5

4A132S6У3

5,5

965

153

6,2

4A132M4У3

5,5

1445

153

9.4

Выбираем тип 4A112M8У3

Номинальная мощность: Pном = 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

Параметр

Вал

Последовательность соединений элементов привода на кинематической схеме.

Мощность, кВт

электродвигатель

= =5,1

б/х вал редуктора

т/х вал редуктора

Частота вращения, об/мин

электродвигатель

=720

б/х вал редуктора

=, =720

т/х вал редуктора

об/мин

электродвигатель

= об/мин

Угловая скорость, c-1

б/х вал редуктора

т/х вал редуктора

c-1=

Вращающий момент, Н*м

электродвигатель

= Н*м

б/х вал редуктора

= = 65.6 Н*м

т/х вал редуктора

= *= 155.9 Н*м

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

Сталь 45

Сталь 45

Твёрдость 269…302 HB

Твёрдость 235…262 HB

=890 Н/мм2

= 780 Н/мм2

=650 Н/мм2

=540 Н/мм2

=380 Н/мм2

=335 Н/мм2

Определение допускаемых контакты напряжений шестерни:

H1=1,8HBср1+67= Н/мм2; (5)

е HBср1 - твёрдость шестерни.

HBср1=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)

HBср1 - средняя твёрдости поверхности зубьев шестерни.

F1=1,03*285.5=294 Н/мм2;

Допускаемые контакты напряжений колеса:

HBср2=248.5

Допускаемое напряжение зубчатого колеса при числе циклов:

H1=1,8HBср2+67 Н/мм2; (7)

H1=1,8*248.5+67 =514.3 Н/мм2;

где НВср2 - средняя твердость рабочих поверхностей зубьев колеса.

Допускаемое напряжение изгиба при числе циклов перемены NF1:

F1=1,03*HBср2 = Н/мм2; (8)

где HBср2 =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 Аw, мм:

Aw ? Ka(??зn+1)*K= (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 Ra : Aw=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;

Km - 5,8 для косозубых передач;

d2 - делительный диаметр колеса, мм.

Делительный диаметр колеса определяется:

d2 = (11)

d2 = = = =142.9;

где Aw - 100

??зп - 2.5

b2 - ширина венца колеса, мм:

b2 = Шa*Aw (12)

b2 = Шa*Aw =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:

вmin = 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;

Aw -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:

Aw = = = = 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

Параметр

Шестерня

Колесо

Косозубая

Косозубое

Диаметр делительный, мм

d1 = m*z1/cosв = 1.5*38*/0.99=57.6

d2 =m*z2/cosв =1.5*94/0.99=142.4

Диаметр вершин, мм

da1 = d1+2*m = 57.6+2*1.5=60.6

da2 =d2+2*m = 142.4+2*1.5=145.4

Диаметр впадин зубьев, мм

df1 = d1- 2,4*m = 57.6-2.4*1.5=57.6*36=54

df2 = d2-2,4*m = 142.4-2.4*1.5=138.8

Ширина зубчатого венца

b1 = b2+(2…4) =32+3=35

b2=32

Примечание:

m - 1.5 мм;

z1 - 38;

z2 - 94;

в -0.99.

Проверка межосевого расстояния, мм:

Aw = == =100 (21)

где d1=57.6мм; d2 = 142.4мм.

Определение окружной силы на колесе, Н:

Ft2 = =; (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 - 1;

K - 1,03;

KHa - 1,1;

k - 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 Ft2 -4379;

d2 -142.4; b2 -42 ;

??ф - 2.5;

K - вспомогательный коэффициент:

K = 376 - для косозубых передач;

KHa - 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 = YF2*Yв* * K*K*K ? [??]F2; (26)

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

где Ft2 -4379 Н;

b2 -32 мм;

m -1.5;

Yв -0.95 коэффициент наклона зуба:

Для косозубых и шевронных колёс коэффициент наклона зуба:

Yв = 1- =1-=1-0.05=0.95 (27)

где -8 град;

YF2 - коэффициент формы зуба колеса, определяется в зависимости от зубьев колеса z2:

YF2 - 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;

YF2-3.6;

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:

Kэ = Кдсирегр=1.2*1.5*1.25*1.25*1.25=3.5 ; (30)

где Кд -1.2;

Кс -1.25 ;

Ки - 1.05;

Крег - 1.25;

Кр - 1.5;

Kb -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 - [Pц] = 26 Н/мм2.

Определить шаг цепи p, мм:

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

где T2 -Н*м;

Kэ -3.5;

z1 -23;

[Pц] -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 iоп -3.

Выбрать оптимальное межосевое расстояние, мм:

a = (30…50)*p = мм; (36)

где p - 19,05 мм.

Тогда межосевое расстояние в шагах составит:

ap = = 30…50:

ap =.

Определить число звеньев цепи

Lp = 2*ap+ + ; (37)

Lp = 2*40+ + =80+46.5+

где ap -40;

z1 -23;

z2 - 70.

Уточнить межосевое расстояние в шага, мм:

ap = 0,25 = ; (38)

ap = 0,25 =

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

где Lp -81.4 ;

z1 -23 ;

z2 -70.

Определить фактическое межосевое расстояние, мм:

a = ap*p = 40*31.75=1270 мм; (39)

где ap - 40;

p - 31.75 мм.

Определить длину цепи, мм:

L = Lp*p = 127.9*31.75мм; (40)

где p - 3.75 мм;

Lp -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:

Ft = = =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 Kf = 6- для горизонтальных передач;

a -40 мм; q - 3.8;

g -9.81м/с2 - ускорение свободного падения.

Определить коэффициент нагрузки вала.

Коэффициент нагрузки вала кb = 1,15.

Определить силу давления цепи на вал, Н:

Fоп = Kb*Ft+2Fo = 1.05*134.2+2*4.5=1419Н; (44)

где kb -1.05; Ft -134.2Н; F0 -4.5Н.

Таблица 5 - Силы в зацеплении закрытой передачи

Вид передачи

Силы в зацеплении

Значение силы, Н

На шестерне

На колесе

Цилиндрическая зубчатая

Окружная Ft

Ft1 = Ft2

Ft1 = 4379 Н

Ft2 =4379 Н

Радиальная Fr

Fr1 = Fr2

Fr2 = =619.2Н;

в - 0.99 град.

Осевая Fa

Fa1 = Fa2

Fa2 = Ft2 * tanв =4379*0.14=613

в -0.14град.

Консольные силы, действующие на выходные ступени валов:

Fm1 = (50…125) =80*=80*8.09=647 (45)

Fоп=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:

dоб = da2 = 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:

bоб = b2 =32 мм (60)

Внутренний диаметр ступицы, мм:

d = d3 = 63мм (61)

Наружный диаметр ступицы, мм:

dст = 1,55*d3 =1.55*63=98 мм; (62)

Длина ступицы, мм:

Iст = (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

Диаметр вала d, мм

b *h*l

Б/x

Т/х

d1 =28

d1 = 38

d3 = 88

8*7*25;

10*8*28;

25*14*70;

t1 = 4

t1 = 5

t1 = 6

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; Cr = 25,6 ; Cor = 18,7.

Т/х

46309 - a = 26?

d = 45; D = 100; B = 25; Cr = 48,1; Cor = 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.

Ft1 -4228 Н;

Fr1 - 1553 Н;

Fa1 - 803 Н;

Fоп - 821 Н;

Lб - 178;

Lоп - 74;

d1 -38 мм.

1.Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

? Mx1 = 0

RBy = = =

= 2025 Н; (71)

? Mx4 = 0

RAy = = = 349 H; (72)

Проверка:

? y =0

Ray- Fr1+RBy - Fоп=0 (73)

349-1553+2025-821=0.

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

Mx1 = 0

Mx2 = Ray = 349 * = 31 Н*м; (74)

Mx2 = -Rby +Fоп= -2025*89+821*163= -46.4 Н*м; (75)

Mx3 =Fоп * Lоп= 821,6*74=60,7 Н*м. (76)

2.Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

? My2 = 0

Rax=Rbx=Ft1/2=4228/2=2114 H. (77)

Проверка:

? х = 0

Rax + Rbx - Ft1 = 0 (78)

2114+2114-4228 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y.

? My1 = 0

My2 = Rbx *Ib/2 = 2114 *89 = 188,146 Н*м; (79)

My3 = 0;

My4 = 0.

Определяем суммарные реакции, Н:

Ra = = = 2142 H; (80)

Rb = = = 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

Ft -4228 Н;

Fr - 4379 Н;

Fa - 613 Н;

Iт - 188;

Iм - 160;

d2 - 65 мм.

1.Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

? Mx1 = 0

Ry2 = = = 915,3; (84)

? Mx3 = 0

Ry1 = = = 637,7 Н; (85)

Проверка:

? y = 0

Ry1 + Ry2 - Fr = 0 (86)

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

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x.

Mx1 = 0

Mx2 = Ry1* = 637,7* = 59,9 Н*м; (87)

Mx2 = Ry2* = 915,3* = 86 Н*м; (88)

Mx3 = 0;

Mx4 = 0.

2. Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

? My1 = 0

Rx2 = = = -3611; (89)

? My3 = 0

Rx1 = = = 4746 Н; (90)

Проверка:

? y = 0

Rx1 - Ft + Rx2 +Fm = 0 (91)

4746-4228-3611+3093 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y.

My1 = 0

My2 = -Rx1* = 4746* = 446,142 Н*м; (92)

My3 = Fm * Im = 3093*160 = 494,880 Н*м; (93)

My4 = 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 Сr = Н;

1.Выбрать схему установки подшипников:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4. - Схема нагружения подшипников на быстроходном валу

Rr1 = 2142,6 Н;

e = 0,68;

щ1 = 32c-1;

Rr2 = 2927 Н;

Y = 0,87;

Ln = 18000 ч;

Fa1 = 803,32 Н.

3.Определение осевых составляющих нагрузок, Н:

Rs1 = e*Rr1 = 0,68*2142 = 1457 Н; (97)

Rs2 = e*Rr2 = 0,68*2927 =1990 Н; (98)

где e = 0,68;

4.Определение осевых нагрузок подшипников, Н:

Ra1 = Rs1

Ra1 = 1457 Н; (99)

Ra2 = Ra1 + Fa1 = 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:

Re = (XVRr + YRa)*kб*kt при > e: (101)

Re2 = (0,41*1*2927 + 0,87*2260)*1*1,2 = 3799 Н;

Re = VRr*kб*kт при ? e: (102)

Re = 1*2142*1,2*1 =2571 Н;

где kб = 1,2;

kт = 1;

V = 1.

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

7. Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

Crp = Re < Cr ; (103)

Crp = 3799* = 26257 Н;

где щ - 32 c-1;

- 18000 часов;

m - 3;

Crp < Cr

26257 < 48100

По условию Crp < Cr подшипник №46309 пригоден.

8.Проверка на долговечность, час:

L10h= ? Lh ; (104)

L10h = = 109000 часов > Lh ;

где щ - 152 с-1;

Cr - 48100 Н;

Re - 3799 Н.

L10h > Lh

109000> 18000

Условие пригодности L10h > Lh выполняется.

2. Проверочный расчет подшипников на тихоходном валу.

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

Cr =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:

Rr1 = 4789 Н;

Rr2 = 3725 Н;

щ2 = 8 c-1;

E = 0,68;

Ln = 18000 часов;

Y = 0,87.

3. Определение осевых составляющих нагрузок, Н:

Rs1 = I*Rr1 =0,68*4789 = 3256 Н; (106)

Rs2 = I*Rr2 =0,68*3725 =2533 Н; (107)

где I = 0,68;

Rr1 = 4789 Н;

Rr2 = 3725 Н.

4. Определение осевых нагрузок подшипников, Н:

Ra1 = Rs1

Ra1 = 3256 Н; (108)

Ra2 = Ra1 + Fa1 = 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:

Re = (XVRr + YRa)*kб*kt при > e:

Re2 = (0,41*1*3725 + 0,87*4059)*1*1,2 = 6070 Н;

Re = VRr*kб*kт при ? e: (110)

Re = 1*4789*1,2*1 =5747 Н;

где kб = 1,2;

kт = 1;

V = 1.

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

7. Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

Crp = Re < Cr ; (111)

Crp = 6070* = 26428 Н;

где щ - 8 c-1;

- 18000 часов;

m - 3;

Crp < Cr

26428 < 89000

По условию Crp < Cr подшипник №46313 пригоден.

8.Проверка на долговечность, час:

L10h= ? Lh ; (112)

L10h = = 678445 часов > Lh ;

где щ - 8 с-1;

Cr - 89000 Н;

Re - 6070 Н.

L10h > Lh

678445 > 18000

Условие пригодности L10h > Lh 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;

WНЕТТО - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3:

Для 3-го сечения

WНЕТТО3 = 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:

WНЕТТО2 = 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:

фa2 = = = 3,6 Н/мм2; (117)

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

T2 - 612,48 Н*м;

WНЕТТО - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.

Для 3-го сечения:

WpНЕТТО3 = 0,2d3 = 0,2*653 = 54925; (118)

где d - 65 мм;

Для 3-го сечения:

WpНЕТТО3 = 0,2d3 - = 0,2*753 - = 84344; (119)

где b - 20 мм;

t1 = 7,5.

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

фA3 = = = 3,63 Н/мм2; (120)

где T2 -612,48 Н*м;

WpНЕТТО3 - 84344.

Наиболее опасным сечение является 2-ое сечение.

k?? = 2,3;

kd = 0,76;

kF = 1,5;

ky = 1,7;

ke = 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 kу - коэффициент концентрации нормальных напряжений:

k?? = 2,3;

kF = 1,5 коэффициент влияния шероховатости;

kd = 0,76;

ky = 1,7;

Коэффициент концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала определяется:

(kr)3 = * = * = 1,93; (122)

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

kd = 0,76;

kF = 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:

-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:

Sr = = = 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:

Dнар = D + 3д = 140 + 3*9 = 167 мм;

Для подшипниковых бобышек быстроходного валов, мм:

Dнар = D + 3д = 100 + 3*9 = 127 мм

где D - наружный диаметр подшипника, мм:

Dб/x = 100 мм;

Dт/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:

hmmin=m = 2;

где m - 2 мм.

hmmax=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


Подобные документы

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.