Кинематический расчет редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематический расчет привода

Исходные данные:

Мощность на выходном валу, кВт - 2,5

Угловая скорость выходного вала, с^-1 - 6,5 р

Время пуска привода, с - 5

Приведенный момент инерции механизма, Н ·м / с² - 20

Сменность работы привода - 2

Выбор электродвигателя

Определяем мощность на быстроходном валу, т.е. на валу электро-двигателя.

Рдв. = , где:

- коэффициент полезного действия привода

зобщ. = , где:

= 0,97 - КПД пары конических зубчатых колес;

= 0,96 - коэффициент, учитывающий потери клиноременной передачи;

= 0,99 - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников.

= = 0,91

Требуемая мощность электродвигателя

Р_т.дв. = = 2,75 кВт

n =

Имея расчетную мощность электродвигателя по выбираем электродвигатель 4А 112МA6 Р = 3,0 квт; n = 955 об/мин

Определение передаточных отношений

Общее передаточное число привода определяем по формуле:

Uобщ. =

Принимаем U = 4,9

Полученное значение общего передаточного числа привода распределяем между ступенями передачи

Uобщ. = Uкр.п. · U ред.,

где:

Uкр.п. - передаточное число клиноременной передачи;

U ред. - передаточное число редуктора

Передаточные числа редуктора принимаем из стандартного ряда по ГОСТ 21426-75

Uред. = 2.5

Uкр.п. = = = 1,96

Принимаем Uкр.п. = 1,96

Проверяем возможность пуска приводного устройства в заданное время t_п

Определяем фактическое время пуска

Т_п = Т_с + ,

где:

Т_с - крутящий момент

Т_с = Т_н =

Т_с = Т_н =

Т_п = 2,0 · Т_н = 2,0 · 27,51 = 55,02

< t_n = 5c

Определение мощности на валах привода

Р_т.дв. = Р₁ = 2,75 кВт

Р₂ = Р_т.дв. · з₂ · з₃ = 2,75 · 0,96 · 0,99 = 2,61 кВт

Р_в = Р₂ · з₁ · з₃ = 2,61 · 0,97·0,99 = 2,50 кВт

Определение вращающих моментов и угловых скоростей на валах привода

Частота вращения ведущего шкива ременной передачи равна частоте вращения электродвигателя.

n = n = 955 об/мин

Частота вращения ведомого шкива ременной передачи равна частоте вращения быстроходного вала редуктора

n2 = об/мин

Частота вращения тихоходного вала редуктора

n3 = об/мин

Определение угловых скоростей валов привода

щ₁ = щдв = = рад/с

щ2 = = 51 рад/с

щ3 = 20,4 рад/с

Крутящие моменты Т на валах привода определяем по формуле:

Т₁ =

Т₂ = Р₁· u_кр.п. · з₂ · з₃ = 28 · 1,96 · 0,96 · 0,99 = 52 Нм

Т₃ = Р₂· u_ред. · з₂ · з₃ = 52 · 2,5 · 0,97 · 0,99 = 125 Нм

Сводная таблица параметров привода

Ступени передачи	Передаточное число	Число оборотов вала, об/мин	Угловая скорость вала, рад/сек	Крутящий момент вала, Т, Н· м
1	1,96 2,5	955	99,96	28
2		487	51	52
3		195	20,4	125

2. Выбор материалов деталей редуктора

Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Выбираем материал шестерни и колеса. Так как особых условий работы редуктора не оговорено, считаем, что редуктор работает в нормальных условиях. Для выбора оптимальных размеров и невысокой стоимости для изготовления колес принимаем сталь 40Х.

Шестерня HВ 270

Колесо НВ 260 [1, табл. 3.3]

Допускаемые контактные напряжения ун для расчетов на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни ун1 и зубьев колеса ун2

редуктор привод передача вал посадка

ун1 ; ун2 ; [2, стр20]

где:

уно1 и уно2 - допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, соответствующие пределу контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений N_HO

По [2, табл. 5]

уно1 = 1,8 НВ_СР + 67 = 1,8 ·270 + 67 = 553 Н/мм²

уно2 = 1,8 НВ_СР + 67 = 1,8 ·260 + 67 = 535 Н/мм²

К_HL - коэффициент долговечности

К_HL = ,

где:

N_HO - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости

N_HO1 = 19,9 млн. циклов; N_HO1 = 16,0 млн. циклов [2, табл. 7]

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

N = ,

где:

щ - угловая скорость соответствующего вала, рад/с;

L_h - срок службы привода, ч

L_h = 365· L_Г ·К_Г ·t_C · L_C ·K_C,

где:

L_Г = 6 лет - срок службы привода [2, табл. 2]

По [2, стр. 22]

К_Г = 0,67 - коэффициент годового использования;

t_C = 8 ч - продолжительность смены;

L_C = 2 - число смен (по заданию);

K_C = 0,8 - коэффициент сменного использования

L_h = 365· 6 ·0,67 ·8 ·2 ·0,8 = 18781 ч

N₁ = , N₂ =

К_HL1 = ; К_HL2 =

[S_H] - коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной стали [S_H] = 1,1 - 1,2

Принимаем [S_H] = 1,15

ун1 ; ун2 ;

уF1 ; уF2 ; [2, стр23]

По [2, табл. 5]

уFо1 = 1,03 НВ_СР = 1,03 ·270 = 278 Н/мм²

уFо2 = 1,03 НВ_СР = 1,03 ·260 = 268 Н/мм²

К_FL = ,

где:

N_FO = 4 ·10⁶ - базовое число циклов напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости

[s] F - коэффициент запаса прочности; определяем как произведение двух коэффициентов:

К_FL1 = ; К_FL2 =

[s] F = [s]· [s], [2, стр. 23]

где:

[s] - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес;

По [1, стр. 23] [s] = 175

[s] - коэффициент, учитывающий способ получения заготовок; для поковок и штамповок [n]= 1,0

[s] F = 1,75 · 1,0 = 1,75

уF1 ; уF2 ;

3. Расчет закрытой передачи

Определение геометрических параметров зубчатой пары

Данные для расчета:

Передаточное число - 2,5

	Р, квт	n, об./мин	щ, рад/сек	Т, Н· м
1	2,61	487	51	52
2	2,50	195	20,4	125

Внешний делительный диаметр колеса определяем из условия контактной прочности

где:

[у]_Н - допускаемое расчетное контактное напряжение

К_Нв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

Принимаем для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями К_Нв = 1,0

- коэффициент вида конических колес, для прямозубых =1,0

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение

= 250 мм

Рассчитываем углы делительных конусов

колеса = arctg u = arctg 2,5 = 68є15^/;

шестерни

Внешнее конусное расстояние :

Ширина венца шестерни и колеса:

,

где:

- коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (рекомендация ГОСТ 12289-76)

Принимаем b = 40 мм

Внешний окружной модуль

,

где:

- коэффициент вида конических колес, для прямозубых =0,85

К_Fв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

Принимаем для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями К_Fв = 1,0

[у]_F - допускаемое напряжение на изгиб зубьев колеса

Определяем число зубьев шестерни и колеса

Принимаем Z₁ = 39; Z₂ = 97

Проверяем фактическое передаточное число и его отклонение от заданного

< 4%

Условие выполняется.

Определяем коэффициенты смещения инструмента при разности средних твердостей НВ_ср1 - НВ_ср2 ? 100 по [2, табл. 14]

Х_е1 = 0,22 - для прямозубой шестерни

Х_е2 = - Х_е1 = - 0,22 - для прямозубого колеса

Определяем внешние диаметры шестерни и колеса

Для шестерни:

диаметр делительный

диаметр вершин зубьев



диаметр впадин зубьев

Для колеса:

диаметр делительный

диаметр вершин зубьев

диаметр впадин зубьев

Средний делительный диаметр шестерни и колеса

d₁ ? 0,857 · d_e1 = 0,875 · 100,23 = 88 мм

d₂ ? 0,857 · d_e2 = 0,875 · 249,29 = 218 мм

Определение усилий в зацеплении передачи

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса

1147· tg 20° ·cos 21° 45? = 388 Н.

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

1147 · tg 20° ·sin 21° 45? = 155 Н

Средняя окружная скорость колёс

Для конических передач при такой скорости обычно назначают 8-ю степень точности.

Проверочный расчет

Проверяем пригодность заготовок колес

D_заг. ? D_пред. S_заг. ? S_пред.

Диаметр заготовки шестерни

D_заг = d_ае1 + 6 мм = 106,05 + 6 =112,05 мм ? D_пред. [2, табл. 6]

Размер заготовки

S_заг. = 8 · m_e = 8 · 2,57 = 20,56 мм ? S_пред. [2, табл. 6]

Определяем контактное напряжение

ун = ? [у] н, где:

 = 1,00 - коэффициент, учитывающий неравномерность распре-деления нагрузки по ширине венца колеса;

= 1,05…1,10 - коэффициент динамической нагрузки. Для прямозубых колес при v = 2 м/с принимаем = 1,08

ун = Н/мм² < [у] н = 302Н/мм²

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни у_F1 и колеса у_F2

_F2 = ? [у]_F2,

где:

- коэффициент вида конических колес, для прямозубых =0,85

К_Fв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

Принимаем для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями К_Fв = 1,0

- коэффициент динамической нагрузки. Для прямозубых колес при v = 2 м/с принимаем = 1,2

Y_F1, Y_F2 - коэффициент формы зуба шестерни и колеса (зависит от эквивалентного числа зубьев)

По [2, табл. 15]

у шестерни Z_v1 = 39/cosд₁ = 39/cos21⁰45^/ = 42 YF1 = 3,58

у колеса Z2 = 97/cosд₂ = 97/cos68⁰15^/ = 261 Y_F2 = 3,62

_F2 = ? [у]_F2 = 80Н/мм²

_F1 = ? [у]_F2 = 70Н/мм²

4. Расчет открытой передачи

Данные для расчета:

Передаточное число - 1,96

	Р, кВт	n, об/мин	щ, рад/с	T, Н· м
1	2,75	955	99,96	28
2	2,61	487	51	52

Выбор основных параметров клиноременной передачи

Выбираем сечение клинового ремня нормального сечения по номограмме [2, рис. 7]

При Р1 = 2,75 кВт и n = 955 об/мин выбираем сечение ремня А.

По [2, табл. 20] в зависимости от вращающего момента и выбранного сечения ремня принимаем d1 = 100 мм

Определяем диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения = 0,01

d2 = Uкр.п.·d1 (1 - ) = 1,96 · 100 (1 - 0,01) = 196,04 мм

Принимаем d2 = 200 мм

Уточняем передаточное соотношение с учетом :

U ф.кр. п =

< 3%

Итак, принимаем d1 = 100 мм; d2 = 200 мм

Определяем ориентировочно межосевое расстояние



Расчетная длина ремня:

l^/ = 2a^/ +

Ближайшая по стандарту длина l = 1400 мм

Уточняем межосевое расстояние

а =

= 462 мм

Определяем угол обхвата меньшего шкива

Скорость ремня

,

где:

[V] = 25 м/с - допускаемая скорость для клиновых ремней

Определяем частоту пробегов ремня U, c^-1

U = ,

где:

[U] = 30с^-1 - допускаемая частота пробегов ремня

Вычисляем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем, [р_n], кВт

[р_n] = [р] ·C_p·C_б ·Cl ·C_z,

где:

[р] - допускаемая приведенная мощность передаваемая одним клиновым ремнем

По [2, табл. 21] [р] = 0,95 кВт

По [2, табл. 18]:

Cр - коэффициент режима работы; при заданных условиях Cр = 1

C_б - коэффициент угла обхвата; C_б = 0,97

Cl - коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой; Cl = 1,0

C_z - коэффициент числа ремней; C_z = 0,90

[р_n] = 0,95 ·1,0 ·0,97 ·1,0 ·0,90 = 0,83кВт

Определяем количество клиновых ремней

.

где:

Р_ном - номинальная мощность двигателя

Принимаем z = 4

Рассчитываем силу предварительного натяжения F_0, Н

F₀ =

Определяем окружное усилие

F_t =

Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей ремня

- одного клинового ремня

F₁ =

F₂ =

Рассчитываем силу давления ремня на вал F_oп.

F_oп. =

Проверяют прочность одного клинового ремня.

Долговечность клинового ремня, Н₀

Н₀ = ,

где:

d1 - диаметр ведущего шкива, мм;

n1 - частота вращения ведущего шкива, об/мин;

б_-1 - предел выносливости материала ремня,

для клиновых ремней б_-1 = 7Н/мм²

б_max - максимальное напряжение в ведущей ветви ремня при набегании её на малый шкив

б_max = б₁ + б_u + б_V ? [б]_p,

где:

[б]_p = 10 Н/мм² - допускаемое напряжение растяжения для клиновых ремней

б₁ - напряжение растяжения от силы F₁

б₁ =

A = 81мм²

б₁ =

б_u - напряжение изгиба

б_u = Е_u

Е_u = 80 - 100 н/мм²

h = 8 мм

б_u = 90·

б_V - напряжение от центробежных сил

б_V = с · V² ·10^-6,

с = 1250-1400 кг/м³ - плотность материала ремня

б_V =1325· 5,0² ·10^-6 = 0,033Н/мм²

б_max = 2,54 + 7,2 + 0,033 = 9,773 Н/мм² ? [б]_p = 10 Н/мм²

С_U - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа ременной передачи

С_U = 1,5·

С_Н - коэффициент нагрузки

С_Н = 2,0

Н₀ =

5. Ориентировочный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Для ведущего вала (вал-шестерня и ведомого вала выбираем материал 40Х

Ведущий вал

Диаметр выходного конца определяем по формуле:

dв = ,

где:

Т - крутящий момент, Н· м

Т = 52 Н· м;

[] к - допускаемое напряжение на кручение; для вала из стали 40Х принимаем пониженное значение 20…25 Н/мм

dв = = 21,8 мм

Вал редуктора соединяется с валом электродвигателя через ременную передачу, но принимаем вал редуктора равным валу электродвигателя, так как при необходимости привод такого редуктора может быть осуществлен непосредственно от электродвигателя. Диаметр вала электродвигателя 32 мм; необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1

Вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя; необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1

Принимаем dв1 0,75 dдв = 0,75 ·32 = 24 мм

Принимаем dв1 = 24 мм

Под подшипниками принимаем dп1 = 35 мм

Ведомый вал

Т = 125 Н· м

Диаметр выходного конца вала

dв2 = = 31,5 мм

Принимаем dв2 = 32 мм

Под подшипниками принимаем dп2 = 40 мм

Под зубчатым колесом dк2 = 50 мм

Диаметры остальных участков валов назначаем при компоновке редуктора.

Намечаем подшипники и заносим данные в таблицу:

Вал	Условное Обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	Тmax	B	е	C	Co
Ведущий	7207	35	72	18,25	17	0,37	38,5	26,0
Ведомый	7208	40	80	19,25	19	0,38	46,5	32,5

6. Эскизная компоновка редуктора

На рисунке 1 проводим вертикальную осевую линию - ось ведущего вала.

Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения осей ведущего и ведомого вала проводим под углом д1 = 21є 45ґ осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 134,63 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам коническую шестерню и колесо тихоходной ступени. Ступицу конического колеса выполняем несимметричной относительно диска, что дает возможность уменьшить расстояние между опорами ведомого вала

Подшипники ведущего вала расположим в стакане. Подшипники ведомого вала в утолщениях корпуса.

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у1 = 15 мм (для размещения мазеудерживающего кольца)

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересе-чения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Для од-норядных роликоподшипников:

а = =

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

l1 = 50 + 16 = 66 мм

Размер между реакциями подшипников ведущего вала принимаем:

l₂ = (1,4…2,3) l1 = (1,4…2,3) 66 = 92,4…151,8 мм

Принимаем l₂ = 120 мм

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у2 = 20 мм (для размещения мазеудерживающего кольца)

Замером определяем размер А - от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполняем симметричным относительно оси ведущего вала и принимаем размер А = А1.

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 15 мм.

Замером определяем l3 = 54 мм и l₄ = 68 мм.

Заканчиваем очертание контура внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса х = 10 мм.

7. Проверочный расчет валов редуктора и расчет подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем:

Ft1 = 1147 H; Fо.п. = 1042 Н

Fr1 = 388 H;

Fa1 =155H;

l1 = 66 мм; l2 = 120 мм; l3 = 80 мм; d1 = 100,23 мм

На рисунке 2 показаны действующие силы и эпюры

Реакции опор:

Горизонтальная плоскость

Уm_A = 0 F_t1·l₁ + R_Bx·l₂ + F_о.п. · (l₂ + l₃)

R_Bx = =

Уm_B = 0 +F_t1·(l₁ + l₂) - R_Ax·l₂+ F_о.п. · l₃

RAx = =

Проверка - Fо.п. - RАх +RВх + Ft1 = 0

- 1042-2473 + 2368 + 1147 = 0

Вертикальная плоскость

Уm_A = 0 - F_r1·l₁ - R_Bу·l₂ + F_а1 ·

RВу =

Уm_В = 0 - F_r1 · (l₁ + l₂) - R_Ау·l₂ + F_а1 ·

RАу =

Проверка: RВу - RАу - Fr = - 149 - (- 537) - 388 = 0

Определяем изгибающие моменты и строим эпюры

Вертикальная плоскость

Изгибающие моменты относительно оси у в характерных сечениях 1 - 3

М_х1 = 0,5· F_a1 · d₁ = 0,5· 155·100,23 ·10^-3 = 7,8 Нм;

М_х2 = 0,5· F_a1 · d₁ - F_r1·l₁ = 7,8 - 388 · 66 ·10^-3 = - 33,4 Нм;

М_х2 = 0

Горизонтальная плоскость

Изгибающие моменты относительно оси х в характерных сечениях 1 - 4

М_у1 = 0;

М_у2 = F_t1·l₁ = 1147 · 66 ·10^-3 = 75,7 Нм;

М_у4 = 0;

М_у3 = - F_о.п. ·l₃ = - 1042 · 80 ·10^-3 = - 83,4 Нм

Строим эпюру крутящих моментов

М_z = T₁ = F_t1· 0,5 · d₁ =1147 ·0,5 · 100,23 · 10^-3 = 57,5 Нм

Определяем суммарные реакции:

Fr1 = RА = =

Fr 2 = RВ = =

Определяем осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.

R_S1 = 0,83e ?Fr1 = 0,83 ? 0,37? 2531 = 771 H

R_S2 = 0,83e ?Fr2 = 0,83 ? 0,37 ? 2373 = 729 H

Осевые нагрузки подшипников - по [2, табл. 34] R_S1 > R_S2; Fa1 > 0, тогда

Ra1 = R_S1 = 771 Н; Ra2 = R_S2 + Fa1 = 771 + 155 = 926 Н.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение > е, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

Рэ = (X·V·Fr2 + Y·Fa2)·K ·KТ,

где:

V - коэффициент, учитывающий вращение колец; V=1 (вращается внутреннее кольцо);

Х - коэффициент радиальной нагрузки; для конических подшипников при > е по [2, табл. 29] Х = 0,4 и Y = 1,45

К - коэффициент безопасности; по [2, табл. 32] К = 1,2

КТ - температурный коэффициент; по [2, табл. 33] КТ = 1

Pэ2 = (0,4· 1· 2373 + 1,45· 923) ·1,2 ·1 = 2289 Н

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение < е, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

Рэ1 = V · F_r1· K ·KТ,

Pэ1 = 1· 2531 · 1,2· 1 = 3037 Н

Расчетная динамическая грузоподъемность

,

где:

L_h - заданная долговечность, час

L_h = 18781 час

Ведомый вал

На рисунке 3 показаны действующие силы и эпюры

Ведомый вал несет нагрузки:

Ft1 = 1147 H;

Fr2 = 155 H;

Fa2 = 388 H;

l4 = 56 мм; l5 = 140 мм; d 2 = 249,29 мм

Реакции опор:

Горизонтальная плоскость

Уm_С = 0 F_t1·l₄ - R_Dx· (l₄ + l₅)

R_Dx = =

Уm_D = 0 - F_t1·l₅ + R_Cx· (l₄ + l₅)

R_Cx = =

Проверка RCx + RDx - Ft1 = 328 + 819 - 1147 = 0

Вертикальная плоскость

Уm_C = 0 F_r2·l₄ + R_Dу·(l₄ +l₅) - F_а2 ·

RDу =

Уm_D = 0 - F_r2·l₅ + R_Cу·(l₄ +l₅) - F_а2 ·

RCу =

Определяем изгибающие моменты и строим эпюры

Вертикальная плоскость

Изгибающие моменты относительно оси у в характерных сечениях 1 - 3

М_х5 = 0;

М_х6 = R_Cу ·l₄ = 357· 56 ·10^-3 = 20,0 Нм;

М_х6 = R_Dу ·l₄ = - 202· 140 ·10^-3 = - 28,3Нм;

М_х7 = 0

Горизонтальная плоскость

Изгибающие моменты относительно оси х в характерных сечениях 1 - 4

М_у5 = 0;

М_у6 = R_Cx ·l₄ = 819 · 56 ·10^-3 = 45,9Нм;

М_у7 = 0

Строим эпюру крутящих моментов

М_z = T₂ = F_t1· 0,5 · d₂ = 1147 ·0,5 · 249,29 · 10^-3 = 143 Нм

Определяем суммарные реакции:

Fr3 = RC = =

Fr4 = RD = =

Определяем осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.

R_S3 = 0,83e ?Fr3 = 0,83 ? 0,38 ? 893 = 282 H

R_S4 = 0,83e ?Fr4 = 0,83 ? 0,38 ? 385 = 121 H

Осевые нагрузки подшипников - по [2, табл. 34] R_S3 > R_S4; Fa2 ? 0, тогда Fa3 = R_S3 = 282 Н; Fa4 = R_S3 + Fa2 = 282 + 388 = 670 Н.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение < е, поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

Рэ3 = V · Fr3 ·K ·KТ,

где:

V - коэффициент, учитывающий вращение колец; V=1 (вращается внутреннее кольцо)

К - коэффициент безопасности; по [2, табл. 32] К = 1,2

КТ - температурный коэффициент; по [2, табл. 32] КТ = 1

Pэ3 = 1· 563 · 1,2· 1 = 676 Н

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение < е, поэтому осевые силы учитываем.

Рэ4 = (X·V·Fr4 + Y·Fa4)·K ·KТ,

Pэ4 = (0,4· 1· 385 + 1,56 · 670) ·1,2 ·1 = 1391 Н

Так как в качестве опор ведомого вала применяем одинаковые подшипники легкой серии 7208, то долговечность определяем для более нагруженного правого подшипника.

Расчетная динамическая грузоподъемность

,

где:

L_h - заданная долговечность, час

L_h = 18781 час

8. Уточненный расчет выходного вала редуктора

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнение их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].

Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Производим расчет для предположительно опасного сечения вала-шестерни

Ведущий вал выполнен заодно с шестерней, поэтому материал вала - сталь 40Х, термообработка - улучшение.

По [2, табл. 6] при диаметре заготовки до 120 мм среднее значение

у-1 = 375 Н/мм

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

ф-1 = 0, 58у-1 = 0,58·375 = 218 Н/мм

Рассматриваем сечение вала при соединении со шкивом ременной передачи. В этом сечении возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

S = ,

где:

S_у, S_ф - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

S_у = S_ф = ,

где:

(у_-1)_D, (ф_-1)_D - пределы выносливости в расчетном сечении

(у_-1)_D = (ф_-1)_D = ,

где:

(К_у)_D, (К_ф)_D - коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений

(К_у)_D = (К_ф)_D =

где:

К_у, К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

К_у = 1,6; К_ф = 1,4 [2, табл. 38]

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

К_d = 0,88 [2, табл. 39]

К_F - коэффициент влияния шероховатости

К_F = 1,0 [2, табл. 40]

К_у - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

К_у = 1,0 при НВ? 350 [2, табл. 41]

(К_у)_D = (К_ф)_D =

(у_-1)_D = (ф_-1)_D = ,

S_у = S_ф =

у_а = , фа = ,

где:

W нетто =осевой момент сопротивления сечения вала

Wк нетто = полярный момент инерции сопротивления сечения вала

М_к1 = 52 Н ·м

При dв = 24 мм b = 8,0 мм t1 = 4,0 мм

W нетто = =

Wк нетто = =

у_а = , фа =

S_у = S_ф =

S = 4,08 > [s] = 1,7 - 2,5

При таком большом коэффициенте запаса прочности остальные сечения проверять нет необходимости.

9. Расчет шпоночных соединений

Все шпонки редуктора проверяем на смятие по условию прочности.

Напряжение смятия и условия прочности:

усм = < [у] см,

где:

[у] см = 100…120 Н/мм - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице

Принимаем шпонки призматические по СТ СЭВ 189-75.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Ведущий вал

Шпонка - на выходном конце вала.

dв = 24 мм

b x h = 8 x 7 мм

t1 = 4,0 мм

l = 50 мм - длина шпонки,

Т = 52 Н· м = 52Н·мм

усм = Н/мм < [у] см

Ведомый вал

Шпонка - на валу при посадке зубчатого колеса

dк = 50 мм

b x h = 14х9 мм

t1 =5,5 мм

l = 50 мм - длина шпонки,

Т = 125 Н· м = 125Н·мм



усм = < [у] см

Шпонка - на выходном конце вала.

dв = 32 мм

b x h = 10 х 8 мм

t1 = 5,0 мм

l =70 мм - длина шпонки,

Т = 125 Н· м = 125Н·мм

усм = < [у] см

Условие усм < [у] см выполнено.

10. Конструктивные размеры редуктора и деталей

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Коническая быстроходная ступень me = 2,57 мм; Re = 134,63 мм

Шестерня и её размеры:

dе1 = 100,23 мм

dае1 = 106,05 мм

b = 40 мм

д1 = 21° 45^/

Колесо принимаем кованое. Его размеры:

dе2 = 250 мм

dае2 = 251,16 мм

Диаметр ступицы dст = 1,6dк2 = 1,6· 50 =80 мм

Длина ступицы lст = (1,2…1,5) d к2 = (1,2…1,5)· 50 = 60…75 мм

Принимаем lст = 60 мм

Толщина обода 0 = (2,5…4) m = (2,5…4)· 2,57 = 6,425…10,28 мм

Принимаем 0 = 10 мм

Толщина диска С = (0,1…0,17) Re = (0,1…0,17)· 134,63 =

= 13,463 …22,89 мм

Принимаем С = 20 мм

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Согласно [1, табл. 8.3] определяем:

Толщина стенок корпуса и крышки. Во всех случаях д ? 8 мм и

д1 ? 8 мм

= 0,05 Re + 1 = 0,05•134,63 + 1 = 7,73 мм

Принимаем = 8 мм

1 = 0,04 Re + 1 = 0,04•134,63 + 1 = 6,39 мм

Принимаем 1 = 8 мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса и крышки

b = 1,5д = 1,5·8 = 12 мм

b1 = 1,5д1 = 1,5·8 = 12 мм

нижний пояс корпуса

p = 2,35 д = 2,35·8 =19 мм

Принимаем p = 20 мм

Диаметры болтов:

Фундаментных d1 = 0,055 Re + 12 = 0,055· 134,63 + 12 = 19,4 мм

Принимаем болты с резьбой М 20

Болты, крепящие крышку к корпусу у подшипников

d2 = (0,7…0,75) d1 = (0,7…0,75)· 20 = 14,0…15,0 мм

Принимаем болты с резьбой М 14

Болты, соединяющие крышку с корпусом

d3 = (0,5…0,6) d1 = (0,5…0,6)· 20 = 10,0…12,0 мм

Принимаем болты с резьбой М 12

11. Выбор системы смазки редуктора

Смазку зубчатого зацепления предполагаем производить окунанием зуб-чатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечи-вающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны Vм определяем из расчета 0,25 дм масла на 1 кВт передаваемой мощнос-ти:

Vм = 0,25·3,0 = 0,75 дм

По [1, табл. 8.8] устанавливаем вязкость масла. При скорости 2,22 м/с рекомендуемая вязкость = 177сСт. По [1, табл. 8.10] принимаем масло индустриальное И - 100А по ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладываем в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через прессмасленки. Сорт смазки - УТ-1 по ГОСТ 1957-73.

12. Допуски и посадки

В данной работе для передачи вращения от вала к ступице зубчатого колеса применяем соединения зацеплением (шпоночные соединения). Передача нагрузки осуществляется за счет силового замыкания деталей через шпонки. Благодаря этому соединения являются разъемными, осуществляют фиксацию деталей в окружном направлении и допускают осевое смещение в процессе работы.

- посадочные поверхности вала и отверстия зубчатого колеса - здесь следует создавать натяг и при этом рекомендуется посадка для цилиндрических прямозубых колес - Н7/р6;

- посадка подшипников на вал - рекомендуемая посадка - k6;

- посадка подшипников в корпус - рекомендуемая посадка - Н7.

Список использованной литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин. Под ред. С.А. Чернавского, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков Москва, «Машиностроение» 1979 г.

2. Прикладная механика Красноярский государственный технический университет Красноярск 2003

Размещено на Allbest.ru