Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования республики Беларусь

Белорусский государственный университет транспорта

Пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине: Детали машин и основы конструирования

2005

Введение

В настоящее время привод с помощью зубчатого редуктора является наиболее распространённым. Этот тип привода находит своё применение практически во всех отраслях народного хозяйства нашей республики. Основными элементами привода является:

· двигатель;

· муфты;

зубчатый редуктор. В качестве двигателя могут использоваться электрические, а так же двигатели внутреннего сгорания. Так на современных тепловозах используются зубчатые передачи с приводом от электродвигателя. Этот тип привода используется так же в кранах. Основное преимущество зубчатых передач с приводом от электродвигателя заключается в их высоком коэффициенте полезного действия, простотой конструкции, дешевизне эксплуатации. Кроме того, зубчатые передачи предназначены для исполнения целого ряда функций:

· повышения вращающегося момента;

· изменения траектории или характера движения;

· регулирование и изменения скорости;

предохранение деталей и узлов от поломки при перегрузке. Зубчатые редуктора используются для привода ленточных механизмов или цепных транспортеров, используются в автомобилях в виде коровки скоростей, в станках. От каждого инженера требуется не только знать устройство машин правила эксплуатации их, но и уметь рассчитать узлы, детали и разработать конструкции этих машин. От уровня его творческой работы зависят темпы научно-технического прогресса. В этой связи следует отметить особую роль курсового проектирования по «Деталям машин и основам конструирования» (ДМ и ОК) в приобщении нас к деятельности инженеров, в понимании значения общетеоретических и общеинженерных дисциплин. Курсовой проект по ДМ и ОК способствует закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных по этому курсу, и применению этих знаний к решению инженерной задачи по проектированию деталей машин. Курсовой проект по ДМ и ОК развивает у нас навыки самостоятельной конструкторской и творческой научно-исследовательской работы, изобретательства, завершает общеинженерную подготовку нас по проектированию, на основе которой выполняются другие курсовые проекты по специальным дисциплинам.

1. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя

Определим потребную мощность электродвигателя для привода:

Nэл=N4/, (1)

где - коэффициент полезного действия (к.п.д.) привода,

=1•2•34?з4, (2)

где 1 - к.п.д. цепной передачи, 1=0,915 [3]; 2 - к.п.д. зубчатой цилиндрической передачи, 2=0,97 [3]; 3 - к.п.д. зубчатой цилиндрической передачи, 3=0,97 [3]. 4 ? к.п.д. опорной пары подшипников качения, 4=0,9925 [3].

= 0,9150,970,97·0,99254=0,84.

Nэл=7,3/0,84=8,4 кВт.

Принимаем асинхронный трехфазный короткозамкнутый закрытый обдуваемый двигатель 4А132М4У3, имеющий n1=1500 об/мин, N1=11 кВт.

Определим передаточное отношение привода:

U=n1/n4, (3)

U = 1500/82=18,3.

Принимаем передаточное отношение цепной передачи Uц.п.=2, тогда:

Uред= U/Uц.п , (4)

Uред =18,3/2=9,15.

Определим передаточное отношение второй ступени редуктора :

U1= Uред/ U2 , (5)

где U1 ? передаточное отношение первой ступени редуктора,

U2=0,88 [2].

U1=9,15/2,66=3,44.

Определяем частоты вращения каждого привода:

n1=1500 об/мин,

n2=n1/U1=1500/3,44=436 об/мин, (6)

n3=n2/U2=436 /2,66=163,9 об/мин, (7)

n4=n3/Uц.п.=163,9/2=81,96 об/мин. (8)

Определим мощности на каждом валу привода:

N1=8,41 кВт,

N2=N124=8,41•0,97·0,9925=8,08 кВт, (9)

N3=N234=8,080,970,9925=7,76 кВт, (10)

N4=N314=7,760,915·0,9925=7,37 кВт. (11)

Определим вращающий момент на каждом валу привода по формуле:

Тi=Ni•30/•ni , (12)

Т1=8,41 ·103 ·30/3,14·1500=53,57 Н·м,

Т2=8,08•103 •30/3,14•436=177,06 Н•м,

Т3=7,76•103 •30/3,14•163,9=452,35 Н•м,

Т4=7,37•103 •30/3,14•81,96=850,55 Н•м.

Результаты расчета представим в таблице 1.

Таблица 1 - Вращающие моменты валов

Т1, Нм	Т2, Нм	Т3, Нм	Т4, Нм
53,57	177,06	452,35	850,52

Ориентировочно определим диаметры валов по формуле:

di= 3, (13)

где []=13…20 МПа - допускаемое напряжение на кручение.

м,

м,

м,

м.

Результаты представим в таблице 2.

Таблица 2 - Ориентировочные диаметры валов

d1, мм	d2, мм	d3, мм	d4,мм
27	41	56	69

2. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений

2.1 Выбор материалов

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес и шестерен сравнительно недорогую легированную сталь 40Х (поковка). По таблице 8.8 [1] назначаем для колес термообработку: улучшение 230…260 НВ, в=850 МПа, т=550 МПа; для шестерен второй ступени - улучшение 260…280 НВ, в=950 МПа, т=700 МПа; зубьям шестерен первой ступени - азотирования поверхность 50…59 HRC при твердости сердцевины 26…30 HRC, в=1000 МПа, т=800 МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней.

2.2 Допускаемые контактные напряжения

По таблице 8.9 [1] для колес обеих ступеней:

но=2НВ+70=2240+70=550 МПа. (14)

Для шестерни первой ступени:

но=1050 МПа.

Коэффициент безопасности для первой ступени sн=1,2, для второй ступени - sн=1,1 (таблица 8.9 [1]).

Число циклов напряжений для колеса второй ступени при с=1будет

N=60n3t, (15)

где n3 - частота вращения колеса, n3=163,9 об/мин; t - суммарный срок службы привода, 8,0 тысяч часов.

N=60163,98000?7,89107.

По графикам (рисунок 8.40 [1]) для колеса второй ступени НВ245

NНО1,5107;

Для шестерни первой ступени HRC55:

NНО108.

По таблице 8.10 [1] КНЕ=0,25. По формуле 8.64 [1] для колеса второй ступени:

NНЕ=КНЕN=0,257,89·107=2107. (16)

Сравнивая NНЕ и NНО, отмечаем, что колеса второй ступени NНЕ>NНО. Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогично расчетом получим и для них NНЕ>NНО. При этом для всех колес передачи определим КHL (формула 8.61 [1]):

?1 <=2,4. (17)

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяется по материалу колеса, как более слабому по формуле 8.55[1]

[н]2=(но/sн)КHL=(550/1,1)1=500 МПа. (18)

Для колеса первой ступени также [н]=500 МПа.

Для шестерни:

[н]1=(1050/1,2)1=875 МПа.

При этом за расчетное принимают среднее из [н]1 и [н]2, но не более 1,25[н]min.

[н]= ([н]1+[н]2)/2 < 1,25[н]min. (19)

[н]=(875+500)/2=687,5 МПа > 1,25500=625 МПа.

Принимаем [н]=1,25[н]2=625 МПа.

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

По таблице 8.9 [1] для колес обеих ступеней:

FO=1,8•НВ=1,8240=432 МПа. (20)

Для шестерни первой ступени:

FO=12·HRC+300=1228+300=636 МПа. (21)

Для шестерни второй ступени:

FO=1,8•НВ=1,8270=486 МПа.

Определим допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость (формула 8.67 [1]):

[F]=(FO/SF)KFCKFL, (22)

где FO - предел выносливости зубьев по напряжению изгиба; SF - коэффициент безопасности (SF1,55…1,75); KFC - коэффициент, учитывающий влияние одностороннего прило- жения нагрузки, KFC=1; KFL - коэффициент долговечности. Предварительно по формуле 8.68 [1] и таблице 8.10 [1] для колеса второй ступени при m=6 и ранее найденных значений N получим:

KFL=. (23)

Для колеса обеих ступеней:

[F]=432/1,75=246 МПа.

Для шестерни первой ступени:

[F]=636/1,75=363 МПа.

Для шестерни второй ступени:

[F]=486/1,75=278 МПа.

2.4 Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке

Определим предельные контактные напряжения при кратковременной нагрузке [н]max (таблица 8.9 [1]).

Для колес обеих ступеней:

[н]max=2,8т=2,8550=1540 МПа. (24)

Для шестерни второй ступени:

[н]max=2,8700=1960 МПа.

Для шестерни первой ступени:

[н]max=30HRC=3055=1650 МПа. (25)

Предел напряжения изгиба для обоих колес:

[F]max=2,74·НВ=2,74240=685 МПа. (26)

Для шестерни второй ступени:

[F]max=2,74•НВ=2,74270=740 МПа;

Для шестерни первой ступени:

[F]max=1000 МПа.

3. Расчёт зубчатых колёс

3.1 Расчёт второй тихоходной прямозубой ступени

Определим межосевое расстояние по формуле 8.13 [1]:

а2=0,85(U2+1) 3(ЕпрТ3КН)/([н]2U22ва), (27)

где U2 - передаточное отношение второй ступени, U2=2,66; Епр - приведенный модуль упругости, Епр=(2Е1+Е2)/(Е1+Е2)=210 МПа; (28) Т3 - вращающий момент на выходном валу редуктора, Т3=452,35 Нм; КН - коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по кон тактным напряжениям, определяется по графику 8.15 [1]; bd - коэффициента, учитывающего влияние ширины колеса:

bd=0,5bа(U2+1), (29)

где bа - коэффициент ширины колеса относительно межосевого рас- стояния, по таблице 8.4 [1] bа=0,4.

bd=0,50,4(2,66+1)=0,732.

Отсюда КН1,03, [н]=500 МПа.

а2 =0,85(2,66+1)3(2,1105452,351031,03)/(50022,6620,4)=160 мм.

Определяем до ближайшего значения по ГОСТ2185-66, а2=160 мм.

Определяем ширину колеса:

bwк=bаа2=0,4160= 64 мм. (30)

Ширина шестерни :

bwш=1,1· вwк=1,1•64=70,4 мм. (31)

Находим модуль: m=bwк/м, (32)

где м - определяем по таблице 8.5 [1], м=30.

m=64/30=2,13 мм.

Рассчитанный модуль не соответствует стандартному значению.

Принимаем m=2.

Суммарное число зубьев:

Z=(2a2)/m=(2160)/2=160. (33)

Число зубьев шестерни:

Z*1= Z/(U2+1)=160/(2,66+1)=43,72. (34)

Принимаем Z1=44.

Число зубьев колеса:

Z2=Z-Z1=160-44=116. (35)

Фактическое передаточное число

U2=Z2/Z1=116/44=2,636. (36)

U1=Uред/U2=9,15/2,636=3,47. (37)

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d1=Z1m=44·2=88 мм, (38)

d2=Z2m=116•2=232 мм. (39)

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

da1=d1+2m=88+22=94 мм, (40)

da2=d2+2m=232+22=236 мм. (41)

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

df1=d1?2,5m=88?2,52=83 мм, (42)

df2=d2?2,5m=232-2,52=227 мм. (43)

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле 8.10 [1]:

н=1,18((ЕпрТ3Кн)/(d12вwsin 2w))(Uт+1/Uт), (44)

Частота вращения колеса второй ступени:

n3=n1/Uред=1500/9,15=163,9 об/мин. (45)

Окружная скорость:

=(d2n3)/60=(3,1423210-3163,9)/60=1,99 м/с. (46)

По таблице 8.2 [1] назначаем 9-ю степень точности. По таблице 8.3 [1] KHV=1,1. Ранее было найдено KН=1,03. Тогда:

КН=KHVKH=1,031,1=1,133. (47)

н=1,18((2,1105177,061031,133)/(882640,64))(2,63+1/2,636)=

=505,06МПа <[н].

Выполняем проверочный расчет по напряжению изгиба (формула 8.19 [1]):

F=(YFFtKF)/(вwm) <= [F], (48)

где Ft - окружное усилие в зацеплении;

Ft=2T3/d1=2177,06103/88=4024 Н; (49)

YF - коэффициент формы зуба, по графику (рисунок 8.20 [ ]) нахо- дим для х=0: ?для колеса YF2=3,73; ?для шестерни YF1=3,76.

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше [F]/YF. В нашем случае:

[F]1/YF1=267/3,76=71,01, (50)

[F]2/YF2=246/3,73=65,95. (51)

Расчет выполняем по колесу. По графику (рисунок 8.15 [1]) KF=1,09. По таблице 8.3 [1] KFV=1,28, при этом:

KF= KF •KFV =1,091,28=1,395. (52)

F=(3,7340241,395)/(642)=163,6 МПа <[F].

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формуле 8.72 [1]:

н max=н2=505,062=712,1 МПа < [н]max=1540МПа. (53)

Условие прочности выполняется.

3.2 Расчет быстроходной косозубой ступени

Определим делительные диаметры колеса и шестерни:

(d2)1=0.8·(d2)2=0.8•232=185,6 мм, (54)

d1=d2/U1=185,6/3,47=53,49 мм. (55)

Межосевое расстояние:

а1=0,5·(d1+d2)=119,5 мм. (56)

Выбираем из стандартного ряда Ra40 a1=120мм.

После нахождения а1, определяем по формуле 8.31 [1]:

ва=[0,75(U1+1)]3((EпрТ2KH)/([н]2a13U12)), (57)

ва=[0,75(3,47+1)]3((2,11051,1177,06103)/(625212033,472))=0,172.

Ширина колеса:

b'wk= ваа1=0,172120=20,64?21 мм. (58)

Ширина шестерни:

bwш=1,1• bwк=1,1·21=23 мм. (59)

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

mn=(0,01…0,02)а1=(0,01…0,02)120=1,4…2,8 мм. (60)

Принимаем m=1,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев =15,6. Определим числа зубьев шестерни и колеса:

Z1=d1cos/m=53,5•cos15,6o/1,5=34,35>Zmin=16 (61)

Принимаем Z1=34.

Тогда: Z2=Z1U1=34·3,47=118 (62)

Принимаем Z2=118.

Фактическое передаточное число:

U1= Z2 / Z1 =118/34=3,47. (63)

Uред=3,472,636=9,15. (64)

Уточненное значение угла наклона зубьев:

cos=((Z1+Z2)m)/2a1=((34+118)1,5)/2120=0,95, =18,195.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

da1=d1+2m=53,5+21,5=56,5 мм,

da2=d2+2m=185,5+21,5=188,5 мм.

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

df1=d1-2,5m=53,5?2,51,5=49,75 мм,

df2=d2-2,5m=185,5?2,51,5=181,75 мм.

Окружная скорость:

=(nd1)/60=(3,14150053,510-3)/60=4,2 м/с.

Проверяем зубья быстроходной ступени по контактным напряжениям.

По таблице 8.3 [1] KH=1,04 и по графику 8.15 [1]

KH=1,04

КН= KH •KH=1,041,04=1,08. (66)

=1,180,76(2,110553,571031,08)•(3,47+1)/(53,52210,64)•3,47=

=572 МПа <[н]=625 МПа.

Корректируем bwk=b'wk•(н/<[н])2=21•(572/625)2=17,59?18

Проверим зубья быстроходной ступени по напряжению изгиба:

F=(YF2ZFFt•KF)/(bwm)<=[F] (67)

По формуле ZV=Z/cos3 определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

ZV1=34/(cos318,195о)=39,7?40 , (68)

ZV2=118/(cos318,195)=137,7?138.

По графику (рисунок 8.19 [1]) при х=0 находим:

для шестерни YF1=3,78;

для колеса YF2=3,75.

[F1]/YF1=363/3,78=96,03,

[F2]/YF2=246,9/3,75=65,84.

Расчет ведем для колеса, для которого отношение меньше, т.е. по колесу. По таблице 8.7 [1]

KF=1,22. ZF=(KFY)/, (70)

Y=1-(/140)=1-(18,195/140)=0,87;

=[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cos=[1,88-3,2(1/34+1/118)]cos18,195=1,67

ZF=(1,220,87)/1,67=0,635. (72)

По графику (рисунок 8.15 [1]) KF=1,1.

По таблице 8.3 [1] KF=1,11.Тогда:

KF=KFKF=1,11,11=1,22.

Окружное усилие:

Ft=2Т1/d1=(253,57103)/53,5=2002,6 H. (73)

Тогда:

F=(3,750,6352002,61,22)/181,5=215,5 МПа <[F]=246 МПа.

Условие прочности выполняется.

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формуле 8.72 [1]:

н max=н2=6252=883,9 МПа < [н]max=1540 МПа.

Условие прочности выполняется.

4. Расчет валов и шпонок на прочность

4.1 Построение схемы нагружения зубчатых колес

Рисунок 1 - Схема нагружения зубчатых колес двухступенчатого цилиндрического редуктора с прямозубой и косозубой ступенями и силы, действующие в зацеплении.

Определим силы, действующие в зацеплении двухступенчатого цилиндрического редуктора.

Косозубая пара:

Ft1=2T1/d1=253,57/0,0274=3910 H, (88)

Fr1=Ft1tg w/cos =39100,3639/0,95=1498 H,

Fa1=Ft1tg =39100,329=1285 H, (90)

Fм=(0,1…0,5)Ft1=0,23910=782 H. (91)

Прямозубая пара:

Ft2=2T2/d3=2177,06/0,0408=8679,4 H,

Fr2=Ft2tg w=8679,40,3639=3158,4 H,

Fn=Ft22+Fr22= Ft2 /cosw =8679,4/0,9397=9236,4 H.

4.2 Расчет ведущего вала ( I )

Строим расчетную схему сил, действующих на вал I в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюру крутящих моментов, где Т1=53,57Нм.

Рисунок 2 - Расчетная схема сил, действующих на вал I в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюра крутящих моментов.

4.2.1 Строим эпюры изгибающих моментов вала I в вертикальной плоскости отдельно от сил Ft1 и Fм

а) Определяем опорные реакции от силы Fм :

МА=0; Fмс - RBв'(b+a)=0; (93)

RBв'=Fм •c/(b+a)=(7820,088)/(0,035+0,115)=458,8 Н.

МВ=0; Fм·(с+а+b) - RAв'(b+a)=0; (94)

RAв'=Fм(с+а+b)/(b+a)= 782(0,074+0,035+0,0115)/(0,115+0,035)=1240,8 Н.

Проверка:

У=0; ?Fм -RBв' + RAв'=0;

?782 -458,8+1240,8=0.

Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала на опоре А:

Мнаибв'=МАв'=?Fмc = ?7820,088=?68,8 Нм.

б) Определим опорные реакции от силы Ft1:

МА=0; Ft1a - RBв''(b+a)=0; (96)

RBв''=(Ft1a)/(b+a)=(39100,035)/(0,035+0,115)=912,3 Н.

МВ=0; ? Ft1b +RAв''(b+a)=0; (97)

RAв''=(Ft1b)/(b+a)=(39100,115)/(0,035+0,115)=2997,7 Н.

Проверка:

У=0; Ft1 -RBв'' - RAв''=0;

3910 -912,3-2997,7=0.

Наибольший изгибающий момент в сечении вала, где приложена сила Ft1:

Мнаибв''=?RАв''а=?2997,7•0,035=?104,9 Нм.

Для получения общей эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости суммируем две полученные эпюры.

Мнаибв= Мнаибв' +Мнаибв'' =16,38+26,2=42,58 Нм. (99)

Рисунок 3 - Эпюры изгибающих моментов вала I в вертикальной плоскости

4.2.2 Строим эпюры изгибающих моментов вала I в горизонтальной плоскости от сил Fr1 и Fa1

а) Определяем опорные реакции от силы Fr1:

МА=0; Fr1a -RBг'(a+b)=0; (100)

RBг'=(Fr1a)/(b+a)=(14980,035)/(0,035+0,115)=349,5 Н.

МВ=0; ?Fr1b + RAг'(b+a)=0; (101)

RAг'=(Fr1b)/(b+a)=(14980,115)/(0,035+0,115)=1148,5 Н.

Проверка:

Х=0; ?1148,5 ?349,5 +1498=0.

Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала, где посажена шестерня:

Мнаибг'= ?RBг'b=?349,50,115=?40,2 Нм.

б) Определяем опорные реакции от силы Fa1:

МА=0; Fa1(d1/2) - RBг''(a+b)=0; (103)

RBг''=(Fa1d1)/(2(a+b))=(12852710 -3)/(2(0,035+0,115))=115,65 Н.

МВ=0; Fa1(d1/2) - RAг''(а+b)=0; (104)

RAг''=(Fa1d1)/(2(а+b))=(12852710 -3)/(2(0,035+0,115))=115,65Н.

Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала, где приложена сила Fa1:

Мнаибг''= RBг''b=115,65•0,115=13,3 Нм

Мнаибг''= RAг''a=115,650,035=4 Нм.

Строим суммарную эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости. Наибольший изгибающий момент будет:

Мнаибг=Мнаибг'+Мнаибг''=40,2+13,3=53,5 Нм.

Рисунок 4 -Эпюры изгибающих моментов вала I в горизонтальной плоскости и эпюра продольных сил.

4.2.3 Учитывая изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскости, находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении (в месте посадки шестерни)

Мизг=(Мизгв)2+(Мизгг)2=157,72+53,52=166,5 Нм.

4.2.4 Для подбора подшипников качения определим опорные реакции

Находим суммарные реакции в вертикальной и горизонтальной плоскости в опорах А и В:

Общие реакции:

?опора А: RA=(RAв)2+(RAг)2=1756,92+1032,852=2038 H.

?опора В: RB=(RBв)2+(RBг)2=1371,12+465,152=1447,9 Н.

Кроме того, на участке вала I между упорным подшипником и шестерней действует продольная сила Fa1. Тогда в опоре A осевая реакция:

RAoc=Fa1=1285 Н. (116)

4.3 Расчет промежуточного вала ( II )

Строим расчетную схему сил, действующих на вал II в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и эпюру крутящих моментов.



Рисунок 5 - Расчетная схема сил, действующих на вал II

4.3.1 Строим эпюры изгибающих моментов вала II в вертикальной плоскости

Определяем опорные реакции от сил Ft1 и Ft2:

МD=0; Ft2l+Ft1(l+f) ? RCв(l+f+g)=0;

RCв=(Ft1(l+f)+Ft2l)/(l+f+g)=(3910•(0,058+0,059)+8679,40,059)/0,154=

=6295,8 Н.

МC=0; ?Ft1g ?Ft2(f+g) + RДв(l+f+g)=0;

RДв=(Ft1g+Ft2(f+g))/(l+f+g)=(39100,037+8679,4(0,037+0,058)/0,154=

=1975,61 Н.

Проверка:

Y=0: 6295,8-3910-8679,4+6293,6=0.

Изгибающий момент в сечении вала в месте посадки зубчатого колеса 2:

М2в=RCвl=6295,80,037=232,9 Нм. (119)

М3в=RDвg=6293,60,059=371,3 Нм. (120)

4.3.2 Строим эпюры изгибающих моментов вала II в горизонтальной плоскости от действия радиальных сил Fr1 и Fr2 и отдельно от действия осевой силы Fa1.

Определяем опорные реакции от сил Fr1 и Fr2:

МC=0; -Fr1g +Fr2(g+f) - RДг'(l+f+g)=0;

RДг'=( - Fr1g+Fr2(g+f))/(l+f+g)=

=(-14980,037+ 3158,4(0,037+0,058))/0,154=1588,5 Н.

МД=0; -Fr1(l+f)+Fr2l - RCг'(l+f+g)=0;

RCг'=(-Fr1(l+f) +Fr2l)/(l+f+g)=

=(-1498(0,058+0,059)+3158,40,059)/0,154=71,9 Н.

Проверка:

УX=0: -71,9-1498+3158,4-1588,5=0.

Тогда изгибающий момент в сечении 2 и 3 будут равны:

М2г'= RCг'g= 71,9•0,037 =2,66 Нм, (123) М3г'=?RДг'l=?1588,50,059=?93,7 Нм. (124)

Определим опорные реакции от сил Fa1:

МC=0; ? Fa1(d2/2) + RДг''(l+f+g)=0;

RДг'=( Fa1d2)/(2(l+f+g))=(12850,0408 )/2•0,154=170,2 Н.

МД=0; ?Fa1(d2/2) + RCг''(l+f+g)=0;

RCг'=(Fa1d2)/(2(l+f+g))=(12850,0408)/ 2•0,154=170,2 Н.

Рисунок 6 - Эпюры изгибающих моментов вала II и эпюра от продольной сжимающей силы

4.3.3 Анализируя полученные эпюры, находим, что опасным сечением вала II является сечение в месте посадки зубчатого колеса 2 и шестерни 3

Расчетные изгибающие моменты в этих сечениях:

Ми=(Мв)2+(Мг)2, (127)

Для колеса:

Мик=2,662+26,192=26,3 Нм.

Для шестерни:

Мик=93,72+10,042=94,24 Нм.

4.3.4 Для подбора подшипников качения в опорах Си Д находим реакции в этих опорах

Вначале определим суммарные реакции в горизонтальной плоскости в опорах С и Д :

Rсг=Rсг'+Rсг''=71,9-170,2=-98,3 Н, (128)

Rдг=Rдг'?Rдг''=1588,5+170,2=1758,7 Н.

Находим общие реакции в опорах подшипников вала II.

Oпора С, радиальная реакция:

Rc=(Rcг)2+(Rсв)2=98,32+6295,82=6296,6 Н.

Oпора Д, радиальная реакция:

Rд=(Rдг)2+(Rдв)2=1758,72+6293,62=6534,7 Н.

Кроме того, на участке вала II между упорным подшипником и зубчатым колесом 2 действует продольная сжимающая сила , равная Fa1. Тогда осевая реакция в опоре 2:

RDос=Fa1=1285 H. (132)

4.4 Расчет ведомого вала ( III)

Строим расчетную схему сил, действующих на вал III и эпюру крутящих моментов.

Рисунок 7 - Эпюры изгибающих моментов вала III

4.4.1 Строим эпюру изгибающих моментов вала III в вертикальной плоскости от силы Ft2

Определим опорные реакции:

МF=0; REв(m+e) - Ft2e+Fвц•k=0, (133)

RЕв=(Ft2e- Fвц•k)/(m+e)=(8679,40,062-3593,7•0,156)/(0,062+0,097)=

=-141,5 Н.

МE=0; - RFв(m+e) + Ft2m+ Fвц •(m+l+k)=0;

RFв=(Ft2m+ Fвц(m+l+k))/((m+e)=(8679,40,097+3593,7(0,097+0,062+0,159))/(0,159)=

=12414,6 Н.

Проверка:

УY=0; 141,5+8679,4+3533,7-12414,6=0.

4.4.2 Строим эпюру в горизонтальной плоскости от силы Fr2

Определим опорные реакции:

МF=0; Fr2e - REг(m+e)+ Fгц •k=0, (139)

REг=(Fr2e+ Fгц•k)/(m+e)=(3158,40,097+2074,7•0,156)/(0,159)=3267,33 Н.

МE=0; Fr2m + REг(m+e)+ Fгц •=0, (140)

RFг=(-Fr2m+Fгц•(m+l+k))/(m+e)=(-158,40,097+2074,9•0,315)/(0,159)= =2183,83 Н.

Проверка:

X=0; 3267,33-3158,4-2183,83+2074,9=0.

Изгибающий момент будет наибольшим в месте посадки подшипника.

4.4.3 Определяем расчетный изгибающий момент в опасном сечении вала III

Ми=(Миг)2+(Мив)2=560,62+323,72=647,34 Нм.

4.4.4 Находим суммарные реакции в опорах E и F

Oпора E:

RE=(REг)2+(REв)2=(-141,512)2+3267,332=3270,44 Н.

Oпора F:

RF=(RFг)2+(RFВ)2=12416,62+2183,832=12607,2 Н.

4.5 Определение запаса прочности валов

Определяем коэффициент прочности S в опасных сечения валов или коэффициент запаса прочности по усталости:

S=(SS)/S2+S2 >=[S]1,5…3, (145)

где S=-1/(aK/(KdKF)+ш) - запас сопротивления усталости только по изгибу (коэффициент запаса по нормальным напряжениям); S=-1/(aK/(KdKF)+ ш) - запас сопротивления усталости только по кручению (коэффициент запаса по касательным напряжениям).

Определяем пределы выносливости для всех валов:

-1=0,45750= 375 МПа, (146)

-1=0,25750=225 МПа. (147)

Определяем максимальные напряжения а и а в опасных сечениях валов и постоянные составляющие m и m.

Напряжения изгиба:

а=Ми/Wос=Ми/0,1d3;

аI=166,5/0,10,0283=75,8 МПа,

аII=94,24/0,10,043=33,74 МПа,

аIII=647,34/0,10,0553=38,9МПа.

Напряжения кручения:

а=0,5Т/Wр=0,5Т/0,2d3, (149)

аI=0,553,57/0,20,0283=6,1 МПа,

аII=0,5177,06/0,20,043=6,9 МПа,

аIII=0,5452,35/0,20,0553=6,8 МПа.

Определяем коэффициенты для всех валов:

?К=2,5; К=1,8 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (таблица 15,1 [1]);

?Кd - масштабный фактор: для вала I Кd=0,96; для вала II Kd=0,851; для вала III Kd=0,77;

?КF - фактор шероховатости, для всех валов КF=0,9;

? и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, зависит от механических характеристик материала: =0,05 и =0.

Для вала I:

SI=375106/((75,8106·2,5)/(0,920,9))=21,64,

SI=225106/((6,11061,8)/(0,920,9))=16,97,

SI=(1,6416,97)/1,642+16,972=1,63<3.

Для вала II:

SII=375106/((14,71062,5)/(0,850,9))=7,81,

SII=225106/((6,91061,8)/(0,850,9))=13,86,

SII=7,8113,86/7,812+13,862=6,8 >3.

Для вала III:

SIII=375106/((38,9•1062,5)/(0,770,9))=2,67,

SIII=225106/((6,81061,8)/(0,770,9))=14,44,

SIII=2,67•14,44/2,672+14,442=2,62 <3.

Условие выполняется только для первого вала и третьего валов. Уменьшаем диаметр второго вала до 0,030 м.

Для вала II:

аII=94,24/0,10,033=34,9 МПа,

аII=0,5177,06/0,20,033=16,39 МПа,

SII=375106/((34,91062,5)/(0,850,9))=3,29,

SII=225106/((16,391061,8)/(0,850,9))=5,83,

SII=3,295,83/3,292+5,832=2, 867<3.

Условие выполняется.

4.6 Выбор шпонок

Выбираем шпонки призматические с прямыми концами. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятие и условие прочности выполняется по формуле:

см=2Т/(d(h-t1)(l-в))<=[см], (150)

где d - диаметр вала в месте установки шпонки; h - высота шпонки; в - ширина шпонки; l - длина шпонки; t1 - глубина паза вала; [см] - допускаемое напряжение смятия, [см]=120 МПа; Т - передаваемый вращательный момент.

Ведущий вал:

?под муфтой принимаем шпонку 6х5х15 СТСЭВ 189-75 d=13 мм, t1=3 мм.

см=(227,68103)/(13·(6?3)•15)=94,63 МПа < [см];

?под шестерней принимаем шпонку 6х6х12 СТСЭВ 189-75 d=21 мм, t1=3,5мм.

см=(227,68103)/(21•(6?35)•6)=87,87 МПа <[см];

Промежуточный вал:

?под шестерней принимаем шпонку 10х8х56 СТСЭВ 189-75 d=30 мм, t1=5 мм.

см=(2101,29103)/(30·(8?5)·56)=40,19 МПа <[см];

?под колесом принимаем шпонку 8х7х10 СТСЭВ 189-75 d=30 мм, t1=4 мм.

см=(2101,29103)/(30·(7?4)·10)=225,09 МПа >[см].

Условие прочности не выполняется. Принимаем конструктивное решение: ставим две шпонки симметрично.

Ведомый вал:

?под колесом принимаем шпонку 10х8х50 СТСЭВ 189-75 d=35 мм, t1=5 мм.

см=(2311,75103)/(35•(8?5)•50=118,76 МПа <[см];

?под звездочкой принимаем шпонку 8х7х32 СТСЭВ 189-75 d=35мм, t1=4 мм.

см=(2311,75103)/(25·(7?4)·38)=218,77 МПа >[см].

Условие прочности не выполняется. Принимаем конструктивное решение: ставим две шпонки симметрично.

Для всех остальных шпонок условие прочности выполняется.

5. Подбор подшипников качения

1. При подборе подшипников мы воспользовались следующими коэффициентами и формулами: Данные об условиях работы подшипников качения

?n - частота вращения, об/мин;

?Lh - срок службы, ч;

?L - долговечность, млн. об. ;

?Fr - радиальная нагрузка (Н), равная радиальной реакции R наиболее нагруженной опоры;

?Fa - осевая нагрузка (Н), равная осевой реакции опоры Roc;

2. Справочные данные коэффициентов [4] для заданных условий работы подшипников качения

?fh - коэффициент долговечности;

?fn - коэффициент, определяемый по частоте вращения подшипника;

?V - коэффициент вращения;

?K - динамический коэффициент (коэффициент безопасности);

?Кт - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима Ра боты на долговечность подшипника.

3. Справочные (паспортные) данные предварительного назначенного подшипника по диаметру концов вала:

?серия (при отсутствии осевой нагрузки и сравнительно небольшой ее величине привод электродвигатель муфта редуктор

?предварительно назначается самый распространенный и дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник средней или легкой серии;

?при большой осевой силе - подшипник роликовый радиально-упорный конический или радиально-упорный шариковый);

?С - динамическая грузоподъемность, кН;

?Со - статическая грузоподъемность, кН;

?Х, У - соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипника и от е - параметра осевого нагружения подшипника, характеризующего соотношение осевого и радиального усилий.

4. Расчетные данные подбора подшипников качения

Подбор подшипников качения производится по динамической грузоподъемности из условия: расчетная динамическая грузоподъемность Ср<=Cп (паспортная).

Ср=Р(fh/fn)=PpL, (151)

где Р - эквивалентная нагрузка, Р=(УXFr + УFa)KKт; р=3 для шариковых подшипников.

Результаты подбора и расчета подшипников качения целесообразно представить в виде таблицы.

Таблица 3 - Сводные данные практического расчета и подбора подшипников качения (ПК) для валов двухступенчатого цилиндрического редуктора

	Обозначение параметров	Страницы в справочни ке[4]	Вал редуктора
			Ведущий I	Промежуточный II	Ведомый 11I
			Диаметры концов вала под подшипник
			d1=17мм	d2=25 мм	d3=30 мм
	n, об/мин		3000	789,4	246,71
	Lh, ч		8000	8000	8000
	L, млн.об		1440	378,95	118,42
	Fr, H		394,76 585,35	2066,43 1977,6	1619,8
	Fa, H		276,1	276,1
	fh	125	2,52	2,52	2,52
	fn	127	0,223	0,349	0,513
	V	112	1	1	1
	K	115	1	1	1
	Kт	112	1	1	1
Справочные данные предварительного выбранного ПК	Серия выбранного ПК	424-532	203	205	206
	С, кН		7,52	11	15,3
	Со, кН		4,47	7,09	10,3
	Fa/Co		0,06	0,04	-
	e	113,424	0,26	0,24	-
	Fa/Fr		0,669	0,14	-
	(Fa/Fr)<e {Х,У		?	1, 0	?
	(Fa/Fr)>e {Х,У	113,424	0,56, 1,6	-	?
Результаты вычислений	P		3,6	2,6	1,6
	Cp, кН		6,61	14,95	8,3
	Условие подбора Ср<C		6,61<7,52	14,95> 11	8,3<15,3
	Паспортное значение С привы шает расчетное Ср, %		12	?	46

Т.к. условие подбора подшипника на втором валу не выполняется, то заменяем подшипник легкой серии 203 на подшипник средней серии 305.

6. Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора

Корпус должен быть достаточно жестким, чтобы предотвратить перенос осей валов под действием нагрузок. Повышение жесткости при одновременном снижении массы корпуса обеспечивается ребрами жесткости, которые также увеличивают его поверхность охлаждения.

В современном конструировании наблюдается тенденции формообразования корпусов прямолинейными плоскостями. Это облегчает обработку, а горизонтальную поверхность крышки используют как монтажную базу. В серийном производстве корпуса редукторов выполняют из серого чугуна марки не менее СЧ-15. Размеры основных элементов корпуса редуктора приведены в таблице 4.

Таблица 4 - Размеры основные элементов корпуса редуктора

Параметры	Размер, мм
Толщина стенки корпуса редуктора	=0,025аw+3=6,5; =10;
Толщина стенки крышки редуктора	1=0,02аw+3=5,8; 1=9;
Толщина верхнего фланца корпуса	S=1,2=12;
Толщина нижнего фланца корпуса	S1=1,51=15;
Толщина ребер основания корпуса	р=(0,8…1)=8;
Толщина ребер крышки	р1=(0,8…1)1=8;
Диаметр фундаментных болтов	М20
Диаметры болтов:
-у подшипников в крышке корпуса	d=(0,7…0,75)dф=8;
-соединяющих основание корпуса с крышкой	d1=(0,5…0,6)dф=12;
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов	Cф=21; С=18; С1=13;
Минимальный зазор между колесом и корпусом	а=1,1=11;
Высота центров	На=1,06аw=172.

7. Расчет цепной передачи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПРА (по ГОСТ 13568-75) и определяем шаг ее по формуле:

t=2,83(T3KЭ)/(Z1[p]m), (74)

где Т3 - вращающий момент на валу ведущей звездочки, Т3=311,75 Нм; КЭ - коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи, он равен:

КЭ=KgKaKHKpKсмКn, (75)

где Kg - динамический коэффициент, так как передача работает с переменной нагрузкой, то Kg=1; Ка - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при а=(30…50)t принимаем Ка=1; КН - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, при нак- лоне 60 КН=1; Кр - коэффициент, учитывающий способ регулирования цепи, при периодическом регулировании Кр=1,25; Ксм - коэффициент, учитывающий способ смазки, при периодиче- ской смазке Ксм=1,3; Креж - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, ринимаем, что передача работает в одну смену, тогда Креж=1.

КЭ=111,2511,31=1,63.

Число зубьев звездочки:

? ведущей Z1=31-2Uц.п.=31-23=25;

? ведомой Z2=Z1Uц.п.=253=75.

t=2,83(311,751031,63)/(25201)=28,1 мм,

Принимаем ближайшее значение t=25,4 мм.

Разрушающая нагрузка Q=60 кН.

Вес одного наклонного метра g=2,6 кг/м.

Определим число звеньев цепи по формуле:

zц=2at/t+0,5Z+(f•t/at), (76)

где Z - суммарное число зубьев,

Z=Z1+Z2=25+75=100;

f =(Z2?Z1)2/(4•2);

at= 40·t=40•25,4=1016 мм.

Zц=1016·2/25,4+0,5100+(63,39·25,4/1016)=131,58.

Принимаем Zц =132.

Уточняем межосевое расстояние по формуле:

a=0,25t[Zц -0,5Z+(( Zц -0,5Z)2-8f2)]=

=0,2525.4[132-0,5100+((132-0,5100)2-8162)]=1021 мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, то есть на 10210,004=4 мм. Тогда действительное межосевое расстояние: а=1017 мм.

Расчетная мощность, передаваемая цепью, кВт:

Np =N3•kэ·kz·kn/kряд , (81)

где kz =z01/z1 ? коэффициент числа зубьев, z01 =25; kn =n01/n1 ? коэффициент частоты вращения, n01=200; kряд ? коэффициент, учитывающий число рядов цепи ( табл.3.3.9 [8]);

Np=8,05•1,63 •(25/25)•(200/246,7)/1=10,63 кВт.

Скорость цепи, м/с:

х=t·z1· n3/(60·103)=246,71• 25• 25,4/(60•103)=2,6 м/с.

Окружное усилие, Н:

Ft=P1·103/ х=8.05?10/2.6=3096.151 H. (83)

Определяем диаметры делительных окружностей звездочки по формуле:

?ведущей dg1= t/(sin(180/Z1))=25.4/(sin(180/25))=202.66 мм;

?ведомой dg2=t/(sin(180/Z2))=25.4/(sin(180/75))=590.6 мм.

Определим диаметры наружных окружностей звездочки по формуле:

?ведущей De1=t(ctg(180/Z1)+0,7)?0,31d1,

где d1 - диаметр ролика, d1= 15.88 мм.

De1=25.4(ctg(180/25)+0,532)+0,3115,88=212,57 мм;

?ведомой De2=25,4(ctg(180/75)+0,532)-0,3115,88=590,6 мм.

Число ударов цепи при набегании ее на зубья звездочек и сбегания с них, с?1:

w=4z1 n1/(60zц)=4·25·246,71/(60·132)=3 с?1. (87)

8. Выбор муфты

Тип муфты выбирают в соответствии с предъявляемыми к ней требованиями в приводном устройстве.

Размеры муфты зависят от величины передаваемого вращательного момента. При подборе стандартных муфт учитывают также диаметр концов валов, которые муфта должна соединять.

На ведущий вал, на основании рекомендации в литературе [8], ставим фланцевую муфту ГОСТ 20761-80 с номинальным крутящим моментом 32Нм.

9. Выбор посадок деталей

На всех соединениях сборочных чертежей должны быть поставлены посадки, которые выставляют в зависимости от условий работы и назначения механизма, их точности, условий сборки. Согласно рекомендациям литературы [6] принимаем посадки:

- внутреннего кольца подшипника ведущего вала 17 L0;

- внутреннего кольца подшипника промежуточного вала 25 L0;

- внутреннего кольца подшипника ведомого вала 30 L0;

- зубчатое колесо тихоходной ступени на вал 35 Н7;

- шестерни тихоходной ступени на вал 30 Н7;

- распорная втулка на ведущий вал 20 E9;

- зубчатое колесо быстроходной ступени на вал 30 Н7;

- шестерни быстроходной ступени на вал 21 Н7;

- распорной втулки на промежуточный вал 28 E9;

- распорной втулки на ведомый вал 32 E9;

наружные кольца подшипников с корпусом редуктора 40 Н7, 62 Н7, 72 Н7.

10. Выбор смазки редуктора

Смазка зубчатого зацепления производимое окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Вязкость масла выбираем в зависимости от окружной скорости.

При окружной скорости =7,85 м/с, по рекомендации литературы [4], принимаем:

- кинематическая вязкость масла - 59сСт;

- масло индустриальное И-50А;

- способ подвода смазки к зацеплению картерный.

11. Порядок сборки редуктора

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

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов вала:

· на ведомый вал насаживают маслоудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретых в масле до 80-100 С;

· в ведомый вал закладывают шпонку 12х8х25 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, маслоудерживающее кольцо и устанавливают шарикоподшипники, нагретые в масле;

· сборку промежуточного вала производят аналогично.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывают предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

Для центровки устанавливают крышку на корпусе с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышку подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловые зазоры. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают сальниковые уплотнения. Проверяют проварачиваемость валов, отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцевым креплением. Винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввинчивают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленным техническими условиями.

Список использованной литературы

1. Иванов М.И. Детали машин. - М. : Высшая школа. 1984.- 336с.

2. Врублевская В.И. Детали машин и основы конструирования. - Гомель.: БелИИЖТ. 1991. ч1. - 88с.

3. Врублевская В.И., Бородуля И.В. детали машин и основы конструирования. Расчет и подбор подшипников качения. - Гомель.:БелИИЖТ.1993. - 60с.

4. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В. и Перель Л.Я. Подшипники качения: Справочник. - М. :Машиностроение, 1975. - 572с.

5. Врублевская В.И. Детали машин и основы конструирования. - Гомель.: 1991.ч2 - 66с.

6. Дунаев П.Ф., Леликов О.И. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа. 1984. - 315с.

7. Врублевская В.И. Детали машин и основы конструирования. - Гомель.: 1991. ч3 -84с.

8. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Проектирование. Детали машин.

Размещено на Allbest.ru