Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение параметров зубчатой и ременной передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Вычисление размеров шестерен и колес, корпуса и крышки. Подбор шпонок. Подбор и проверка подшипников.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 08.04.2019
Размер файла 1,6 M

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/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

подшипник редуктор привод шпонка

1.1 Общий коэффициент полезного действия привода находим по формуле

общ = · 22 · 3 ·4 =0,98·0,9923·0,972·0,98=0,88

где по таблице 1.1. [1, стр. 6]:

общ - к.п.д. привода;

1=0,97 - к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи;

2=0,99 - к.п.д. пары подшипников качения;

3=0,98 - к.п.д. муфты;

4=0,98 - к.п.д. муфты;

1.2 Потребная мощность электродвигателя находим по формуле [1, стр. 6]

=4/0,88=4,5 кВт.

Выбираем электродвигатель по табл. 1.2. [1, стр. 9]:

Выбранный электродвигатель АИР132S6У3

Его параметры:

Pдв=5,5 кВт;

nдв.=960 мин-1.

1.3 Общее передаточное число привода

=960/42,67=22,5

где nдв - фактическая (асинхронная) частота вращения вала электродвигателя, мин-1;

ni - частота вращения выходного вала привода, мин-1.

1.4 Разбиваем Uобщ по ступеням, табл. 1.3. [1, стр. 11]

Примем: U1=5, U2=4,5

1.5 Частоты вращения валов для привода с выбранным электродвигателем

n1=nдв.=960 мин-1;

n2= n1/u1=960/5=192 мин-1;

n3=42,67 мин-1,

.

1=3.14·960/30=100,48 рад/с;

2=3,14·192/30=20,1 рад/с;

3=3,14·42,67/30=4,47 рад/с.

1.6 Крутящие (вращающие) моменты валом привода

P1=5,5·0,99·0,98=5,34 кВт;

P2=5,5·0,99·0,972=5,12 кВт;

P3=5,5·0,88=4,84 кВт;

T1=9550·5,34/960=53,12 Н·м;

T2=9550·5,12/192=241,95 Н·м;

T3=9550·4,84/42,67=1083,24 Н·м.

где Рi - мощность на i-м валу, кВт;

- к.п.д. механизмов и устройств, предшествующих i-му валу.

1.7 Скорость в зацеплении, для выбора вида передачи, находим по формуле 1.3. [1, стр. 13]

,

где n1 - частота вращения шестерни, об/мин;

Т2 - крутящий момент на колесе, Н·м;

u - передаточное число передачи;

сv - коэффициент, значения которого зависят от вида термической и химико-термической обработки (табл. 1.6 [1, стр. 14]);

ba - вспомогательный параметр, по табл. 4.1. [1, стр. 14];

v ? = 1,87 м/с;

v ? = 0,65 м/с.

Примем по рекомендации [1, стр. 15]: косозубую передачу и 8-ю степень точности.

2. Расчёт зубчатой передачи

2.1 Материал зубчатой пары выбираем по табл. 2.1. [1, стр. 19]

Примем для шестерни Z1-сталь 35Х, Нк=220, Но=260, улучшение; для колеса Z2-сталь 50, улучшение, Нк=228, Но=255; Z3-сталь 35Х, улучшение, Нк=220, Но=260; Z4-сталь 50, улучшение, Нк=228, Но=255. Допускаемые напряжения.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при переменном режиме работы и ступенчатой циклограмме нагружения (рис. 3.1, а) можно определить по формуле 3.6. [1, стр. 25]

,

где с - число зубчатых колес, зацепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом;

Т1i - нагрузка (вращающий момент на шестерне), соответствующая i-й ступени циклограммы нагружения, Н·м;

Т1H - исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на шестерне), учитываемая при расчете на контактную выносливость, Н·м;

ni - частота вращения, соответствующая i-му режиму, мин-1;

Lhi - время работы, соответствующее i-му режиму, ч.

NHE1--=--6_--Е--1--Е--96_--Е--9___Е[1,53Е_,__1+_,799+_,43Е_,2]=422Е1_6

Для колеса Z2:

NHE2,3--=--6_--Е--1--Е--192--Е--9___Е[1,53Е_,__1+_,799+_,43Е_,2]=84,5Е1_6

NHE4--=--6_--Е--1--Е--42,67--Е--9___Е[1,53Е_,__1+_,799+_,43Е_,2]=18,8Е1_6

2.2 Допускаемые контактное напряжение, Мпа [1, стр. 20]

,

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, Мпа

ZN - коэффициент долговечности,

SH - коэффициент безопасности;

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

ZL - коэффициент, учитывающий влияние смазки;

ZX - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

=0,95111=0,95;

==2240+70=550 МПа;

==2240+70=550 МПа;

==2240+70=550 МПа;

==2240+70=550 МПа;

Допускаемые контактные напряжения:

уHP1==445 МПа;

уHP2==450 МПа;

уHP3==480 МПа;

уHP4==485 МПа;

ZN1 = = = 0,89;

ZN2 = = = 0,96;

ZN3 = = = 0,83;

ZN4 = = = 0,9;

Базовое число циклов напряжений для шестерни и колеса вычисляют по формуле .

NH lim1 = 30?=30?3502,4=38?106;

NH lim2 = 30?=30?3502,4=38?106;

NH lim3 = 30?=30?2002,4=10?106;

NH lim4 = 30?=30?2002,4=10?106;

Допускаемые контактные напряжения [1, стр. 21]

.

уHP1 = 0,45?(445+450) = 895 МПа;

уHP2 = 0,45?(480+485) = 965 МПа;

Допускаемые напряжения FР при расчёте на выносливость зубьев при изгибе находим по формуле (3.4.) [1, стр. 29]

,

где Flimb - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа формула (3.5) [1, стр. 29]);

SF - коэффициент безопасности;

YN - коэффициент долговечности;

Yд - коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

YX - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

Значения Flimb определяют по следующей зависимости:

Flimb = FlimbYTYZYgYdYA, где

Flimb - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

YT - коэффициент, учитывающий технологию изготовления;

YZ - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

Yg - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;

Yd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения и электрохимической обработки переходной поверхности;

YA - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

Пределы выносливости Flimb для шестерни и колеса, определяют по табл. 3.4. - [1, стр. 33].

Flimb =612,5 МПа.

Коэффициент YT при соблюдении технологии изготовления, предусмотренной ГОСТ 21354-87, принимают равным 1.

Коэффициент YZ, учитывающий способ получения заготовок, принимается: для поковок и штамповок YZ = 1; для проката YZ = 0,9; для литых заготовок YZ = 0,8. При выборе заготовки можно учитывать ориентировочные рекомендации табл. 3.3 [1, стр. 28] или условия производства. YZ принимаем равным 1.

Коэффициент Yg для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью зубьев принимают равным 1, в иных случаях по табл. 3.4 (с учетом прим. 2) [1, стр. 33-34]. Yg принимаем равным 1,1.

Коэффициент Yd для зубчатых колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности принимают равным 1, а при наличии упрочняющей обработки - по табл. 3.4 (с учетом прим. 3) [1, стр. 33-34]. Yd принимаем равным 1,1.

Коэффициент YA при одностороннем приложении нагрузки (нереверсивные передачи) принимают равным 1.

Коэффициент долговечности YN находим по формуле

,

где NFlim - базовое число циклов напряжений; NFlim = 4·106;

NFE - эквивалентное число циклов напряжений при расчете изгибной выносливости, по формуле [1, стр. 34];

qF - показатель степени кривой усталости, qF=6, при НВ<350.

NFE1=609609000(1,560,001+0,799+0,460,2)=420,5106;

NFE2,3=601929000(1,560,001+0,799+0,460,2)=84,1106;

NFE4=6042,679000(1,560,001+0,799+0,460,2)=18,7106;

YN1 = =0,46;

YN2,3 = =0,6;

YN4 = =0,77.

Коэффициент Yд, градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений, находят по формуле

,

где m - нормальный модуль, мм.

Приближенно m можно определить, используя данные п. 3.1.,

табл. 4.4 [1] и зависимость m = d/z.

Yд1=1,082-0,172 3=0,99.

Коэффициент YR, учитывает шероховатость переходной поверхности.

Для поверхностей, подвергаемых шлифованию при шероховатости поверхности выше 4 класса (Ra < 10 мкм), принимаем YR = 1.

Коэффициент YX, учитывающий размеры шестерни или колеса, вычисляют по формуле

,

где d - размер зубчатого колеса, мм.

=1,05;

Коэффициент безопасности SF принимаем по табл. 3.4 [1, стр. 32-33]

SF принимаем равным 1,7.

Из всего вышеперечисленного получается, что:

Flimb - пределы выносливости зубьев при изгибе равны:

Flimb = 1,7535011111=612,5 МПа;

Допускаемые напряжения FР при расчёте на выносливость зубьев при изгибе равны:

уFP1 =?0,46?1,2?1,05=208,83 МПа;

уFP2,3 =?0,6?1,2?1,05=272,38 МПа;

уFP4 =?0,77?1,2?1,05=349,56 МПа;

При проектировочном расчете определяем ориентировочное значение межосевого расстояния аw (мм) по формуле:

аw = , аw1 = 430?(5+1)? =144,12

аw2 = 430?(5+1)?=208,74

где Ка - вспомогательный коэффициент;

u - передаточное число (п. 1.3. расчёта);

Т - исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на шестерне), Н·м (п. 1.7. расчёта);

ba, bd - вспомогательные параметры;

КНв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий;

НР - допускаемое контактное напряжение, МПа (п. 3.2.3. расчёта).

Вспомогательный коэффициент Ка для передач со стальными зубчатыми колесами имеют следующие значения:

Ка = 430 - косозубая или шевронная.

Т - наибольшая нагрузка из числа подводимых к передаче, число циклов действия которой превышает 0,03·NHE, Н·м (см. п. 1.7. и п. 3.1. расчёта).

Т2=254,67 Н·м;

Вспомогательные параметры

ba = и bd =

(где рабочая ширина венца bw в мм), связанные между собой зависимостью можно определить, используя данные табл. 4.1 [1, стр. 39].

Примем ba=0,35

bd1 =bd2 = =1,05;

bd3 =bd4 = =0,79;

Коэффициент КНв находят по рис. 4.1. [1, стр. 40].

Находим КНв1=1,15; КНв2=1,1

Из всего вышеперечисленного получается, что ориентировочное значение межосевого расстояния аw равно:

Принимаем аw=200 мм.

Определяем по аw интервал рекомендуемых модулей (mmin - mmax) для передачи, учитывая данные табл. 4.2. [1, стр. 40]

m=(0,01.. 0,02) аw;.

Примем =3 мм.

Выбор суммарного числа зубьев при в=13.

Z?1 = = = 130;

Z?1 = = = 130;

Z1 = z? /(u + 1)=130/(5-1)=33; Z3 = z? /(u + 1)=130/(4,5-1)=37;

Z2 = Z?1 - Z1=130-33=97; Z4 = Z?2 - Z1=130-37=93;

Определяем делительные параметры d1 и d2 (с точностью до 0,01 мм), а также другие основные геометрические параметры.

d1 = = = 102 мм;

d2 = = = 298 мм;

d3 = = = 113,8 мм;

d1 = = = 286,2 мм;

Ширина шестерни и колеса.

b2= аw ba=0,35200=70 мм;

b1=b2+5 мм=70+5=75 мм;

2.3 Проверка межосевого расстояния

аw = = = 200 мм;

2.4 Определяем по формулам табл. 4.6 [1, стр. 46] силы, действующие в зацеплении. В приведенных формулах: Ft, Fr, Fx в Н; Т1, Т2 в Н·м; dw в мм; Р в кВт; v в м/с; бw = 20° (при xУ = 0)

Окружная: Ft = = = 1073,33 Н.

Радиальная: Fr = = = 400,93 Н.

Осевая: =1073,33tg13°=247,8 Н.

Проверочный расчёт на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев проводим по формуле 4.5. [1, стр. 47]

,

где ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

ZН - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Zе - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

КА - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

КНв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

КНб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

КНv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, действующую в зацеплении до зоны резонанса;

Ft - окружная сила, Н;

bw - рабочая ширина венца, мм;

d1 - делительный диаметр шестерни, мм;

u - передаточное число передачи.

Для зубчатой передачи со стальными зубчатыми колесами ZE = 190.

Коэффициент ZН принимают по рис. 4.5. [1, стр. 48].

Тогда получается, что: ZН1=2,45; ZН2=2,45.

Коэффициент Zе определяют с учетом коэффициентов осевого ев и торцового перекрытия еб.

Коэффициенты осевого ев и торцового перекрытия еб определяют из выражений

;

,

где bw - рабочая ширина венца, мм;

в - угол наклона линии зуба, град.;

mn - нормальный модуль, мм.

= = 1,67;

= =[1,88 - 3,2 = 1,71;

= =[1,88 - 3,2 = 1,71;

В итоге находим Zе:

Zе1 =Zе2=0,83;

Zе3= Zе4=0,83;

Коэффициент КА = 1, если в циклограмме нагружения учтены все внешние нагрузки. Принимаем КА = 1.

Коэффициент КНв определяется по рис. 4.1. [1, стр. 40].

Тогда получаем, что: КНв1=1,15; КНв2=1,15.

Для колес с непрямыми зубьями КНб приближенно может быть найден по рис. 4.7. [1, стр. 49]

Получаем, что: КНб1= 1,03; КНб2=1,01.

Коэффициент КНv определяют по формуле

,

где: Н - динамическая добавка;

wHv - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

bw - рабочая ширина венца, мм;

Ft - окружная сила, Н;

КА - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (см. п. 4.7.4 расчёта).

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм, определяется по формуле 4.15. из литературы [1, стр. 50]:

=0,04 4,7 0,65 ? =0,81;

Здесь: коэффициент дН, учитывающий влияние проявления погрешностей зацепления на динамическую нагрузку, находят по табл. 4.7 [1, стр. 50], а коэффициент g0, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, - по табл. 4.8. [1, стр. 50-51].

= = = 5,12 м/с;

Вычисляем коэффициент КНv:

= 1+ = 1+ = 1,14;

Теперь можем вычислить :

= 190 ? 2,45 ? 0,83 ? = 193,56 МПа (=445МПа);

= 190 ? 2,45 ? 0,83 ? = 133,46 МПа (=450МПа);

= 190 ? 2,45 ? 0,83 ? = 351,18 МПа (=480МПа);

= 190 ? 2,45 ? 0,83 ? = 284,2 МПа (=485МПа);

2.5 Расчёт зубьев цилиндрических эвольвентных передач на выносливость при изгибе

Для предотвращения усталостного излома зубьев производим сопоставление расчетного напряжения на переходной поверхности зуба уF, МПа, с допускаемым напряжением уFР (см. п. 3.3 расчёта). При этом должно соблюдаться условие

,

где - окружная сила, Н (см. п. 4.6 расчета);

bw - рабочая ширина венца в зубчатой передаче, мм;

m(mn) - нормальный модуль, мм;

КА - коэффициент, учитывающий внешнюю нагрузку;

КFv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

КF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Значения Ft, bw, m(mn) принимаем из предыдущих расчетов (см. п. 4.6, 4.4.1, 4.1.9, 4.2.)

Коэффициент КА = 1, если в циклограмме нагружения учтены все внешние нагрузки. Принимаем КА = 1.

Коэффициент КFv определяем по формуле:

,

где ,

где коэффициент g0, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, находят по табл. 4.8 [1, стр. 50]. Принимаем g0=5,6. Коэффициент дF, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев, принимаем для косозубых и шевронных передач равным дF1=0,06, для прямозубых передач без модификации головки дF2 = 0,16.

Вычисляем:

=0,064,71,87=3,34;

= 1+ = 1+ = 1,21;

Коэффициент К определяем по рис. 6.1. [1, стр. 53]

Принимаем К1=1,31; К2=1,12.

Коэффициент КF находим, используя те же рекомендации, что и для выбора коэффициента КН (см. п. 4.7.6 расчёта)

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений в передачах внешнего зацепления, находим по рис. 6.2 [1, стр. 54]. Принимаем =3,8.

Коэффициент Yв, учитывающий наклон зубьев, определяем по формуле

, (принимаются значения Yв = 0,82),

где в - коэффициент осевого перекрытия (формула расчёта (4.7.3));

в - угол наклона линии зуба, град.

= 1 - 1,67 ? 1+ = 0,82;

Коэффициент Y, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач при предварительных расчетах принимают равным 1.

Получается, что:

= = 22 МПа ? (208,83 МПа);

4. Ориентировочный расчёт валов редуктора

4.1 Ведущий вал. Минимальное значение входного вала определим по формуле

d1=7…8=8…9 =26…30 мм,

примем d1=28 мм, под подшипник d1'=25 мм, диаметр буртика d2''=36 мм, диаметр выходного конца вала d1'=18 мм.

4.2 Промежуточный вал

d2=6…7=6…7=44…51 мм,

примем d2=45 мм, под подшипник d2'=40 мм, диаметр буртика d2''=53 мм.

Выходной вал. Минимальное значение выходного вала определим по формуле:

d1=5…6=5…6=72…82 мм,

примем d1=75 мм, под подшипник d1'=70 мм, диаметр буртика d2''=83 мм, диаметр выходного конца вала d1'=63 мм.

5. Конструктивные размеры шестерен и колёс

Шестерни будем делать цельными, но не совместно с валами

Расчет зубчатого колеса 2:

Диаметр ступицы:

d2ст. =1,5 d2 +10''=1,528+10=52 мм;

Длина ступицы:

L2ст.= b2=70 мм;

Толщина обода:

у=(2,5…4) mn=33=9 мм;

Толщина диска:

С=0,375b2=0,37570=28 мм;

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки

=0,025аw+3=0.025 ? 200+3=8 мм,

примем =8 мм.

1=0,02аw+3=0.02 ? 200+3=7 мм,

примем 1=8 мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки

b=1,5 ? =1,5 ? 8=12 мм;

b1=1,5 ? =1,5 ? 8=12 мм.

Толщина лап корпуса

p=2,35=2,358=18,8 мм,

примем p=20 мм.

Диаметр болтов

Фундаментных: d1=0.033аw+12=0.033200+12=18,6 мм,

примем болты М18;

Крепящих крышку к корпусу: d2=0,7d1= 0,716=12 мм,

примем болты М12.

Крепящих смотровое окно: d5=0,5d1= 0,512=6 мм,

примем болты М6.

7. Подбор и проверка шпонок

7.1 Материал шпонок

Сталь 45, нормализация.

Размеры шпонок примем в зависимости от диаметра вала по табл. 7.7 [3]. и проверим её на смятие по формуле 7.27:

=100…120 Н/мм2,

где lp - рабочая длина шпонки, мм;

lp=l-b, где

l - полная длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

t - глубина паза вала, мм;

h - высота шпонки, мм.

7.2 Ведущий вал

По d1=28 мм, Lcт.=75 мм. Примем шпонку 8 750.

= = 33,7 Н/мм2.

7.4 Ведомый вал

По d2=45 мм, Lcт.=70 мм. Примем шпонку 14 9 50.

= = 47,9 Н/мм2.

По d2''=75 мм, Lcт.=70 мм. Примем шпонку 20 12 70.

= = 115,5 Н/мм2.

8. Эскизная компоновка редуктора

Этап эскизной компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колёс и шкива ремённой передачи относительно опор, для последующего определения реакций в опорах и подбора подшипников.

9. Подбор и проверка долговечности подшипников

Подшипник подбираем по динамической грузоподъёмности, т.к. nз.>10 об/мин.

9.1 Ведущий вал

Из предыдущих расчётов:

Ft=1105,86 Н; Fr=373,34 Н; Fa=413,09 Н; Fм=369,93 Н;

а=7,5 мм, Lм=60 мм, Ln=50 мм, В=20 мм, L3=70 мм, L=190 мм

Опорные реакции:

от Ft (в плоскости XZ):

= ? l - ? - ? 135=0.

= = = 341,36 Н.

= ? 190 - ? - ? 55=0.

= = = 31,98 Н.

от Ft (в плоскости YZ):

= ? 70 - ? - ? 190=0.

= = = 922,03 Н.

= ? (190+70) - ? + ? 55=0.

= = = -186,1 Н.

Суммарные реакции:

Ra===188,81 Н.

Rb===983,13Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипника.

P=(xFr+Y Fx) KKт,

где -коэффициент вращения, =1;

Fx-осевая нагрузка;

K-коэффициент безотказности, табл. 8.40 [3];

Kт-температурный коэффициент;

Y-коэффициент осевой нагрузки, табл. 8.41. [3];

По d1'=25 мм, примем роликовый подшипник 205, для которого С=14000 Н, Р=1,1786,43=865,07 Н

Долговечность подшипника: ? = 99821 ч.

Lh= ? = 99821 ч.

Рис. 1 Расчётная схема ведущего вала

9.2 Выходной вал

Из предыдущих расчётов:

Ft=7566,53 Н; Fr=2826,43 Н; Fa=1746,87 Н; Fм=1645,27 Н;

а=10 мм, Lм=60 мм, Ln=50 мм, В=20 мм, L3=70 мм, L=190 мм

Опорные реакции:

от Ft (в плоскости XZ):

= ? l - ? - ? 55=0.

= = = 2133,85 Н.

= ? l - ? + ? 135=0.

= = = 692,58 Н.

от Ft (в плоскости YZ):

= ? l - ? (70+190) - ? 55=0.

= = = -61,11 Н.

= ? l + ? 70 + ? 135=0.

= = = 5982,37 Н.

Суммарные реакции:

Ra===6022,33 Н.

Rb===2134,72 Н

По d2'=75 мм, примем подшипник 115, для которого С=39700 Н.

P=4573,31,1=5030,63 Н.

Долговечность подшипника:

Lh= ? = 356764 ч.

Рис. 2 Расчётная схема выходного вала

9.2 Промежуточный вал

Из предыдущих расчётов:

Ft2=1751 Н; Fr2=654 Н; Fa2=404 Н; =396 H; =1715 H;

Ft3=4360 Н; Fr3=1670 Н; Fa3=1416 Н;

а=7,5 мм, В=20 мм, L1=55 мм, L2=135, L3=55,

Опорные реакции:

от Ft (в плоскости XZ):

= ? 190 + ? ? 135 - ? ? 55=0.

= = = 767 Н.

= ? 190 + ? + ? 55 - ? + ? 135=0.

= = = 1602 Н.

от Ft (в плоскости YZ):

= ? 190 + ? 135 - ? 55=0.

= = = 85 Н.

= ? 190 - ? 55 + ? 135=0.

= = = 2754 Н.

Суммарные реакции:

Ra===3186,05 Н.

Rb===771,7Н

По d2'=45 мм, примем подшипник 208, для которого С=32000 Н.

P=10691,1=1176 Н.

Долговечность подшипника:

Lh= ? = 4711924 ч.

Рис. 3 Расчётная схема промежуточного вала

10. Расчёт валов на сопротивление усталости

Определим коэффициент запаса прочности для опасных сечений валов и сравним его с допускаемым.

10.1 Ведущий вал

Материал вала-сталь 40 Х, улучшение, =900 МПа. Пределы выносливости определяем по табл. 10.2 [3] =410 МПа; =240 МПа.

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана посадкой подшипника на вал с натягом. В сечении возникает изгибающий и крутящий момент.

Изгибающий момент:

Tиз===54075,54 Нм.

Момент сопротивления сечения:

- ==1,9103 мм3.

Амплитуда напряжений изгиба находим по табл. 10.8 [3]:

==28.5 МПа.

Полярный момент сопротивления

Wp==5,5103 мм3.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

==7,8.

Пределы выносливости находим по табл. 10.9 [3]

==161,4 МПа;

==91,6 МПа,

где и - коэффициенты снижения предела выносливости по таблице 10.10 [3]

=(2,2/0,9+1/0,91-1)/1=2.54;

=(2,05/0,8+1/0.95-1)/1=2,62,

гдеи-эффективные коэффициенты концентрации напряжений, табл. 10.10 [3].

и- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения, табл. 10.7 [3].

и-коэффициенты влияния качества поверхности, табл. 10.8 [3].

Kv-коэффициент влияния поверхностного упрочнения, табл. 10.9 [3].

Для деталей с натягом и , табл. 10.13 [3].

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

==15,9,

где -коэффициент влияния асимметрии цикла по табл. 10.11 [3]

=/=0,1/2,62=0,038,

где-коэффициент чувствительности материала, табл. 10.2 [3]

====29,17 МПа.

Запас прочности находим по формуле 10.5 [3].

S==[1,5…2,5]

10.2 Промежуточный вал

Материал вала-Сталь 40Х, нормализация; =900 МПа. Пределы выносливости определяем по табл. 10.2 [3] =410 МПа; =240 МПа.

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана посадкой колеса на вал с натягом. В сечении возникает изгибающий и крутящий момент.

Изгибающий момент:

Tиз===42443,25 Нм.

Момент сопротивления сечения:

-=7,8103 мм3,

где d=45 мм; b, t по табл. 7.7

Амплитуда напряжений изгиба находим по табл. 10.8 [3]:

==5,4 МПа.

Полярный момент сопротивления.

Wp=-=16,7103 мм3.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

==7,17.

Пределы выносливости находим по табл. 10.9 [3].

==149,1 МПа;

==82,76 МПа,

где и - коэффициенты снижения предела выносливости по табл. 10.10 [3]

=(2,2/0,83+1/0,91-1)/1=2,75;

=(2,05/0,72+1/0.95-1)/1=2,9,

где и-эффективные коэффициенты концентрации напряжений, табл. 10.10 [3].

и- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения, табл. 10.7 [3].

и-коэффициенты влияния качества поверхности, табл. 10.8 [3].

Kv-коэффициент влияния поверхностного упрочнения, табл. 10.9 [3].

Для деталей с натягом и , табл. 10.13 [3].

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

===14,35,

где -коэффициент влияния асимметрии цикла по табл. 10.11 [3]

=/=0,1/2,9=0,034,

где -коэффициент чувствительности материала, табл. 10.2 [3]

====15,2 МПа.

Запас прочности находим по формуле 10.5 [3].

S== [1,5…2,5]

Выходной вал

Материал вала-Сталь 40Х, нормализация; =650 МПа. Пределы выносливости определяем по табл. 10.2 [3] =310 МПа; =170 МПа.

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана посадкой колеса на вал с натягом. В сечении возникает изгибающий и крутящий момент.

Изгибающий момент:

Tиз===437315,85 Нм.

Момент сопротивления сечения:

-=37,6103 мм3,

где d=75 мм; b, t по табл. 7.7

Амплитуда напряжений изгиба находим по табл. 10.8 [3]:

===1,2 МПа.

Полярный момент сопротивления.

Wp=-=79103 мм3.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

==14,13.

Пределы выносливости находим по табл. 10.9 [3].

==493,98 МПа;

==200МПа,

где и - коэффициенты снижения предела выносливости по табл. 10.10 [3]

=(2,2/0,75+1/91-1)/1=0,83;

=(2,05/0,63+1/0,95-1)/1=1,2,

где и-эффективные коэффициенты концентрации напряжений, табл. 10.10 [3].

и- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения, табл. 10.7 [3].

и-коэффициенты влияния качества поверхности, табл. 10.8 [3].

Kv-коэффициент влияния поверхностного упрочнения, табл. 10.9 [3].

Для деталей с натягом и , табл. 10.13 [3].

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

==33,27,

где -коэффициент влияния асимметрии цикла по табл. 10.11 [3]

=/=0,1/1,2=0,083,

где -коэффициент чувствительности материала, табл. 10.2 [3]

====13,71 МПа.

Запас прочности находим по формуле 10.5 [3].

S== [1,5…2,5]

11. Посадки основных деталей

По рекомендации [3] выбираем посадку колеса на валы , полумуфт, шкива.

При вращающихся валах и неподвижном корпусе выбираем посадку подшипников: на валы , в корпус .

12. Смазка зубчатых колёс и подшипников

12.1 Вязкость масла для зубчатой передачи находим по формуле [3, стр. 60]

=17,5 (1+=74 мм2/с;

где-кинематическая вязкость при 50С, мм2/с;

К0-силовой фактор, по формуле 9.1. [3];

HV-твёрдость более мягкого из зацепляющихся колёс по Виккерсу;

V - скорость в зацеплении, м/с.

К0===0,11;

По табл. 9.1. [3] примем масло ИРп-75 с вязкостью 72…80 мм2/с. Подшипники смазываем этим же масло путём разбрызгивания.

13. Расчёт муфты

На тихоходном валу редуктора устанавливаем муфту зубчатую.

Муфта допускает радиальное смещение валов до 0,04d, угловое до 30', допускаем такие осевые смещения.

Материал полумуфт и диска - сталь 45Л.

Основной критерий работоспособности муфты - износостойкость рабочих поверхностей. Для уменьшения износа их периодически смазывают.

Проверочный расчёт:

== 14,8 H/мм2,

[P]=10…20 H/мм2,

Где d=50 мм, T= 605,7 Нм,

h - рабочая высота зуба, мм

D - наружный диаметр муфты, мм

Список литературы

подшипник редуктор привод шпонка

1. Гриценко В.Е., Бабец Н.В., Гриценко С.В. «Расчёт и проектирование цилиндрических, конических и червячных передач.» - учеб. пособие, Юж. - Рос. гос. техн. ун-т Новочеркасск ЮРГПУ, 2003 г. 124 с.

2. Чернавский С.А. Проектирование механических передач. Москва. Издательство «Машиностроение», 1984 г., 559 с.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин.

4. - учебное пособие для студентов высш. учеб. заведений. - 11 изд. - М.: «Академия», 2008. - 496 c.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011

  • Подбор электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет редуктора, выбор материалов для колес и шестерен. Расчет клиноременной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор и проверка шпонок. Проверочные расчеты валов, подшипников качения.

    курсовая работа [4,2 M], добавлен 16.03.2015

  • Кинематический расчет передачи и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической передачи. Ориентировочный расчет валов. Расчет основных размеров корпуса редуктора. Подбор подшипников и муфт. Выбор смазочного материала для зубчатой передачи и подшипников.

    курсовая работа [4,5 M], добавлен 08.02.2010

  • Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.

    курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016

  • Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.

    курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012

  • Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.

    курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016

  • 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.

    курсовая работа [1007,3 K], добавлен 13.03.2013

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.