Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематическая схема и исходные данные

Исходные данные для проектирования:

мощность на выходе P_вых=12 кВт ;

угловая скорость выходного вала =0,3 рад/с;

К_сут=0,25; привод электродвигатель редуктор смазка

К_год=0,7;

срок службы 5 лет.



2. Краткое описание привода

Привод состоит из двигателя, червячного редуктора, цилиндрической зубчатой и ременной передачи. В данном проекте рассматривается одноступенчатый червячный редуктор с верхним расположением червяка.



3. Подбор электродвигателя и кинематический расчет

3.1 Определение мощности

Здесь и далее все расчетные формулы и значения берутся из учебника [1], кроме указанных.

Потери энергии происходят в опорах приводного вала, ременной, червячной и цилиндрической передаче:

По таблице 1.1 соответственно находим КПД отдельных звеньев кинематической цепи:

_р=0,95 - КПД ременной передачи,

_чп=0,85 - КПД червячной передачи;

_{зуб.цил.}=0,97 - КПД зубчатой цилиндрической передачи;

_оп=0,99 - КПД опор приводного вала;

тогда общий КПД

_общ.=0,95·0,8·0,97·0,99=0,765.

Определяем требуемую мощность электродвигателя

P_э.тр.=P_вых/_общ. (1.2)

P_э.тр.=12/0,765=15,68 кВт.

3.2 Определение частоты вращения приводного вала

Частота вращения приводного вала

n_вых=30·/ (1.4)



n_вых=30·0,3/=9 об/мин

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

n_э.тр.= n_вых ·U_р ·U_чп U_зп, где

U_р - передаточное число ременной передачи;

U_чп - передаточное число червячной передачи;

U_зп - передаточное число зубчатой передачи.

По таблице 1.2 находим U_чп =8…50; U_зп =2,5…5; U_р=2…4.

n_э.тр.=9·(8…50)·(2,5…5)·(2…4)=360…9000 об/мин.

Примем предварительно n_э.тр.= 1500 об/мин.

Определим эквивалентный момент с учетом графика нагрузки:

Эквивалентная мощность:

P_экв =P_э.тр·0,675=15,68·0,675=10,5 кВт.

Если мы выберем электродвигатель с мощностью 11 кВт, P_пуск/P_ном=2.

P_пуск=1,4·15,68=21,9 кВт.

Проверка: 2·11=22>21,9 - условие выполняется.

По таблице 19.27 подбираем электродвигатель 132М4/1460 исполнения IM1081, мощность P_э=11 кВт, P_пуск/P_ном=2.

Перегрузка в данном случае (15,68/11)·100% -100=42%, максимально допустимая перегрузка для асинхронных двигателей 20%, т.е. нужно подобрать другой двигатель [2].

По таблице 19.27 подбираем электродвигатель 160S4/1465 исполнения IM1081, мощность P_э=15 кВт, P_пуск/P_ном=2. Перегрузка в данном случае (15,68/15)·100% -100=4,5%, максимально допустимая перегрузка для двигателей с продолжительностью включения 25% времени - 20%, значит двигатель подходит по перегрузочной способности [2].

3.3 Кинематический расчет

Общее передаточное число привода

U_общ.=n_э/n_вых (1.7)

U_общ.=1465/9=162,7

U_общ.= U_ред.·U_зп ·U_р

где U_ред. - передаточное число редуктора.

Примем U_ред=16, U_зп =5, тогда

U_р=U_общ/U_ред · U_зп =162,7/16·5=2.

Частота вращения тихоходного вала

n_т= n_вых ·U_зп =9·5=45 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала

n_б=n_т·U_ред=45·16=720 об/мин.

Определим вращающие моменты на валах:

Момент на выходном валу



Т_вых=P_вых·9550/n_вых (1.3)

Т_вых=12·9550/9=12733 Нм;момент на тихоходном валу

Т_т= Т_вых/ U_зп· _{зуб.цил.}·_оп

Т_т=12733/5·0,97·0,99=2652 Нм;

момент на быстроходном валу

T_б= Т_т/ U_ред·_чп=2652/16·0,85=195 Нм.



4. Расчет червячной передачи редуктора

4.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений червячных колес редуктора

Ожидаемая скорость скольжения (2.53)

Примем для венца червячного колеса бронзу марки Бра9Ж3Л, отливка в песок _в=392 Н/мм²; _т=195 Н/мм².

Для червяка примем сталь 45:

термообработка - улучшение HB=245.

Для 2-ой группы при витках червяка HRC<45 исходное допускаемое напряжение []_HO=250 Н/мм².

Допускаемое контактное напряжение (2.59)

[]_H=[]_HO-25V_s=250-25·4,2=145 Н/мм².

Общее число циклов нагружений:

N=60· n₂ ·L_h (2.2);

Определим срок работы редуктора:

L_h=365·24·5·К_год··К_сут=365·24·5·0,7·0,25=7665 ч.

Примем время работы передачи L_h =7500 часов.

Тогда

N=60·45·7500=2·10⁷.

Коэффициент долговечности (2.61)



Исходное допускаемое напряжение изгиба для материалов 2-ой группы (2.62)

[]_FO=0,25_т+0,08_в=0,25·195+0,08·392=80,1 Н/мм².

Допускаемое напряжение изгиба (2.63)

[]_F= K_FL·[]_FO=0,71·80,1=56,8 Н/мм².

4.2 Расчет червячной передачи

Межосевое расстояние:

где T₂- момент на тихоходном валу редуктора, Н·мм; []_H - Н/мм².

Примем число витков червяка z₁= 2.

Число зубьев колеса (2.65)

z₂=z₁·U =2·16=32.

Предварительные значения: Модуль передачи (2.66)



m=(1,5…1,7) a_w/z₂=(1,5…1,7)·305,9/32=14,3…16,2 мм.

Примем m=16 мм.

Относительный диаметр червяка (2.67)

q=2a_w/m - z₂=2·305,9/16 - 32=6,2.

По табл. 2.10 для m=16 примем ближайшее значение

q=8.

Определим фактическое передаточное число

U_ф = z₂ /z₁ =32/2=16.

Межосевое расстояние

Коэффициент смещения (2.68)

x=a_w/m -0,5(z₂+q)=320/16 -0,5(32+8)=0.

Делительный диаметр червяка (2.70)

d₁=qm=8·16=128 мм.

Диаметр вершин витков (2.71)

d_{a 1} = d₁ +2m=128+2·16=160 мм.



Диаметр впадин (2.72)

d_f1 = d₁-2,4m=128-2,4·16=89,6 мм.

Длина нарезанной части (2.73)

b₁=(11+0,06z₂)m=(11+0,06·32)·16=206,7 мм.

Примем b₁=210 мм.

Диаметр делительной окружности колеса (2.74)

колеса d₂ =z₂m=32·16=512 мм.

Диаметр окружности вершин зубьев (2.75)

d_a2 = d₂ +2(1+x)m=512+2(1+0)·16=544 мм.

Диаметр колеса наибольший (2.26)

Диаметр впадин (2.77)

d_f2 = d₂-2m(1,2-x)=512-2·16(1,2-0)=473,6 мм.

Ширина венца (2.78)

b₂= _aa_w (2.13)

Коэффициент ширины при z₁=2 _a=0,355.

b₂= 0,355·320=113,6 мм. Примем b₂=114 мм.



4.3 Расчет на прочность

Определяем окружную скорость на червяке

V₁ =d₁n₁/60000=3,14·128·720/60000=4,8 м/с.

Угол наклона линии витка (2.80)

=arctg[z₁/(q+2x)]=arctg[2/(8+2·0)]=11,3.

Скорость скольжения в зацеплении (2.79)

V_s=V₁/cos=4,8/cos11,3=4,9 м/с.

[]_H=250-25V_s=250-25·4,9=127,5 Н/мм².

Окружная скорость на колесе

V₂ =d₂n₂/60000=3,14·512·45/60000=1,2 м/с.

Коэффициент нагрузки K=1 при V₂3 м/с.

Расчетное контактное напряжение (2.81)

Расчетное напряжение должно быть в интервале (0,9…1,1) []_H.

135/127,5=1,05 - условие выполняется.

Найдем коэффициент полезного действия червячной передачи.

Приведенный угол трения по табл. 2.11

Тогда (2.82)

Определим силы в зацеплении.

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке (2.83)

F_t2 =F_a1=2T₂ /d₂=2·2652·10³/512=10359 Н.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе (2.84)

F_t1 =F_a2=2T₂ /Ud₁ =2·2652·10³/16·128·0,88=2943 Н.

Радиальная сила (2.85)

F_r= F_t2tg=10359·0,364=3770 Н, где tg=tg20=0,364.

4.4 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Определим приведенное число зубьев колеса:

z_v2=z₂/cos³ =32/cos³ 11,3=33,9.

Коэффициент формы зуба (2.86)

Y_F=1,72-0,0053 z_v2 =1,72-0,0053·34=1,53.

Расчетное напряжение изгиба (2.87)



_F=0,7 Y_F KF_t2 /b₂m=0,7·1,53·1·10359/114·16=6,08 Н/мм².

_F=5,1 <[]_F=56,8 - условие выполняется.

4.5 Тепловой расчет передачи

Мощность на червяке (2.88)

P₁=n₂T₂/30=3,14·45·2652/30·0,88=14194 Вт.

Поверхность охлаждения корпуса

Коэффициент теплоотдачи К_т=12…18 Вт/м² .

Температура нагрева масла (2.90)

t_раб=(1-)P₁/( К_тA) +20=(1-0,88)·14194/(12…18)·1,7+20= 103,4…75,6.

Это более максимально допустимой температуры масла

[t] _раб=95. Тогда для увеличения площади корпуса редуктора сделаем его ребристым.



5. Расчет цилиндрической передачи

5.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений зубчатых колес

Для изготовления зубчатой передачи выбираем сталь 40ХН: термообработка колеса - улучшение HB 245;

термообработка шестерни - улучшение HB 270.

Базовые числа циклов нагружений:

при расчете на контактную прочность N_HO=HB³;

при расчете на изгиб N_FO=4·10⁶.

Для колеса N_HO2=245³=1,4·10⁷.

Для шестерни N_HO1=270³=1,9·10⁷.

Действительные числа циклов перемены напряжений:

для колеса

N₂=60· n₂ ·L_h (2.2);

для шестерни

N₁= N₂ ·U (2.3).

N₂=60·9·7500=4·10⁶.

N₁=4·10⁶·5=2·10⁷.

Коэффициент долговечности для колеса при расчете по контактным напряжениям



Для шестерни, так как N>N_HO, то коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям K_HL=1 [1].

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб K_FL=1, т.к. N?>4·10⁶ [1].

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба находим по формулам:

[]_H= K_HL·[]_HO; []_F= K_FL·[]_FO. (2.6)

По таблице 2.2 находим

[]_HO1=1,8·HB+67=1,8·270+67=553 Н/мм²;

[]_FO1=1,03·HB=1,03·270=278 Н/мм²;

[]_HO2=1,8·HB+67=1,8·245+67=508 Н/мм²;

[]_FO2=1,03·HB=1,03·245=252 Н/мм²;

Допускаемые напряжения изгиба:

[]_H2=1,2·508=609,6 Н/мм²; []_H1=533 Н/мм² ;[]_F1=278 Н/мм²;

[]_F2=252 Н/мм².

В расчетные формулы будем подставлять значение

[]_H=0,45([]_H1 + []_H2 )=0,45(533+609,6)=514 Н/мм² .

5.2 Расчет зубчатой передачи

По рекомендациям, приведенным в главе 2 [1] принимаем:

коэффициент межосевого расстояния для косозубых колес K_a=43;

коэффициент ширины _a=0,25;

коэффициент концентрации нагрузки K_H=1, т.к. HB колеса<350.

Межосевое расстояние:



,

где T₂- момент на тихоходном валу редуктора, Н·мм; []_H - Н/мм².

Принимаем из стандартного ряда a_w= 500 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

делительный диаметр

d₂=2 a_wU/(U+1) (2.12)

d₂=2·500·5/(5+1)=833,3 мм

ширина

b₂= _aa_w (2.13)

b₂= 0,25·500=125 мм.

Принимаем b₂ =125 мм.

Коэффициент модуля для косозубых колес K_m=5,8.

Предварительно модуль передачи определяется по формуле

m= 2K_mT₂/ d₂b₂[]_F (2.16)

m= 2·5,8·12733·10³/833,3·125·252=5,6 мм.

Принимаем m=6 мм.

Минимальный угол наклона зубьев (2.17)



в_min=arcsin(4m/b₂)=arcsin(4·6/125)=11,0695°.

Определим суммарное число зубьев

z=2a_w ·cosв/m (2.18)

z=2·500·cos11,0695°/6=163,5.

Примем z=163.

Тогда действительное значение угла в (2.19)

в=arccos(zm/2·a_w)= arccos(163·6/2·500)=12,0406°.

Число зубьев шестерни

z₁= z/(U+1) (2.20)

z₁= 163/(5+1)=27,1.

Примем z₁=27.

Число зубьев колеса

z₂= z - z₁ =163-27=136.

Определим фактическое передаточное число

U_ф = z₂ /z₁ = 136/27=5,03.

Отклонение от заданного передаточного числа

Это менее 3%, что в пределах допускаемых величин.

Определим размеры колес:

делительные диаметры

шестерни d₁ = z₁m/cosв = 27·6/cos12,0406°=165,64 мм ,

колеса d₂ =2a_w - d₁=2·500-165,64=834,36 мм .

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин зубьев d_f :

шестерни: d_{a 1} = d₁ +2m=165,64+2·6=177,64 мм;

d_f1 = d₁-2,5m=165,64-2,5·6=150,64 мм;

колеса: d_a2 = d₂ +2m=834,36+2·6=846,36 мм

d_f2 = d₂-2,5m=834,36-2,5·6=819,36 мм.

Пригодность заготовок колес

D_заг=d_a+6 мм=177,64+6=183,64 мм;

S_заг=b₂ +4=125+4=129 мм.

По табл. 2.1 D_пред=315 мм; S_пред=200 мм, условие выполняется.

Ширина шестерни

b₁ = 1,05 b₂ =1,05·125=131,25 мм.

Принимаем b₁ =130 мм. Определим силы в зацеплении:

окружная (2.3) F_t=2T₂ /d₂=2·12733·10³/834,36=30522 Н;

радиальная (2.25) F_r= F_ttg/cos в=30522·0,364/cos12,0406°=11360 Н, где tg=tg20=0,364;

осевая F_a= F_t tg в=30522·tg12,0406°=6510 Н.



5.3 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Определяем окружную скорость колеса

V=d₂n₂/60000=3,14·834,36·9/60000=0,39 м/с.

По таблице 2.4 принимаем 9-ю степень точности. Коэффициент K_F=1 .

Коэффициент K_F=1 для прирабатывающихся колес.

Коэффициент K_Fv=1,2 для косозубых колес при твердости HB<350.

Определим приведенное число зубьев:

колеса z_v2=z₂/cos³ в=136/cos³ 12,0406=145;

шестерни z_v1=z₁/cos³ в=27/cos³ 12,0406=28,8.

По таблице 2.5 определяем коэффициент формы зуба Y_F1=3,82,

Y_F2=3,61.

Коэффициент Y=1-/140=1-12,0406/140=0,91 (2.26).

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

_F2= K_F Y K_F K_Fv Y_F2 F_t/b₂m (2.29)

_F2= 1·0,91·1·1,2·3,61·30522/125·6=160,4 Н/мм²

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

_F1= _F2Y_F1 / Y_F2 (2.30)

_F1= 160,4·3,82/3,61=170 Н/мм² .

Расчетные напряжения могут отклоняться от допускаемых



_F 1,1[]_F

_F1=170 <1,1[]_F1=278 - условие выполняется;

_F2=160,45 <1,1[]_F1=252 - условие выполняется.

5.4 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Предварительно определяем значения коэффициентов:

коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых колес K_H=1,1;

коэффициент концентрации нагрузки K_H=1,

коэффициент динамической нагрузки для косозубых колес при твердости HB<350 K_HV=1,1.

Расчетное контактное напряжение

(2.31)

Контактное напряжение должно быть меньше 1,05[]_H=514·1,05=539,7 Н/мм² . Условие не выполняется, тогда увеличим ширину колеса на 5 мм: b₂=125+5=130 мм. Ширина шестерни

b₁ = 1,05 b₂ =1,05·130=136,5 мм.

Примем b₁ =136 мм.

537,3<539,7 Н/мм² - условие выполняется.



6. Расчет ременной передачи

Расчет ведем по учебнику [2].

Угловая скорость ведущего вала

щ₁=р·n₁/30=3,14·1465/30=153,3 рад/с.

Момент на приводном валу передачи

М₁ = P_э.тр.·9550/n_э =15,68·9550/1465=102,2 Н·м.

При таком значении рекомендуется выбирать сечение Б ремня с площадью поперечного сечения F = 138 мм²

Минимальное значение диаметра ведущего шкива D_min =125 мм. Принимаем диаметр шкива с запасом, D₁ =160 мм.

Диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,015

D₂ = i_рем·D₁·(1-е) =2·160·(1-0,015) = 315,2 мм.

Примем стандартное значение D₂ = 315 мм.

Минимально допустимое значение межосевого расстояния, мм

a_min = 0,55·(D₁+ D₂)+h,

где h - высота сечения клинового ремня , мм.

Максимально допустимое значение межосевого расстояния, мм

a_mах = 2·(D₁+ D₂)



a_min = 0,55·(160+315)+10,5 =271,75 мм

a_mах = 2·(160+315) =950 мм

Принимаем значение, близкое к среднему а = 610 мм.

Расчетная длина ремня, мм

L_р = 2·а+р(D₁+ D₂)/2+(D₂- D₁)²/4·а

L_р = 2·610+3,14·(160+315)/2+(315-160)²/4·610 1976 мм

Ближайшая стандартная длина L = 2000 мм.

Вычисляем

D_ср = 0,5(D₁+ D₂) = 0,5·(160+315) = 237,5 мм

и определяем новое значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины L по формуле

Угол обхвата меньшего шкива,

б₁ = 180°-60(D₂- D₁)/а

б₁ = 180?-60(315-160)/622 165?

Скорость ремня, м/с

х = 0,5·щ₁ ·D₁



х = 0,5·153,3·160·10^-3 =12,2 м/с

По табл. 5.7 находим величину окружного усилия р₀, передаваемого одним клиновым ремнем сечения Б при L₀ = 2240 мм, D₁ = 160 мм и х = 12,2 м/с

р₀ = 295 Н

Допускаемое окружное усилие на один ремень, Н

[p] = р₀·С_б·С_L·С_р,

где С_б - коэффициент угла обхвата б₁ меньшего шкива,

С_L - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня,

С_р - коэффициент, учитывающий характер нагрузки (при спокойной нагрузке принимается равным 1).

С_б = 1-0,003·(180-б₁) = 1-0,003·(180-165) 0,95

С_L = 0,3·L/L₀+0,7 = 0,3·2000/2240+0,7 = 0,96

[p] = 295·0,95·0,96·1 =269 Н

Окружное усилие, Н

p = N₁/х

p = 15,68·10³/12,2 1285 Н

Расчетное число ремней

z = p/[p]

z = 1285/269 5.

Предварительное натяжение каждой ветви ремня



S₀=у₀ ·F=1,6·138=221 Н;

рабочее натяжение ведущей ветви ремня

S₁= S₀+P/2z=221 +1071/2·4=354,8 Н;

то же ведомой ветви

S₂= S₀-P/2z=221-1071/2·4=87 Н.

Усилие на валы

Q=2 S₀zsinб₁/2=2·221·4sin165/2=1753 Н.



7. Предварительный расчет валов и компоновочная схема

Определим размеры тихоходного вала.

По формуле (3.1):

диаметр выходного конца вала

d=(5…6) ³T_т ,где (3.1)

T_т - момент на тихоходном валу

d=(5…6) ³2652=69,2…83 мм.

По табл.12.5 принимаем d=70 мм.

По формулам (3.4) и табл. 3.1 диаметры других участков валов

Диаметр вала под подшипники

d_п=d +2t_цил =70+2·5,1=80,2 мм.

Примем d_п=80 мм.

Диаметр бортика

d_бп=d_п+3r=80+3·4=92 мм.

Принимаем d_бп=90 мм.

Диаметр вала под колесо d_к= d_бп=90 мм.

Определим размеры быстроходного вала.

Диаметр выходного конца вала

d=(7…8) ³T_б ,где (3.1)

T_б - момент на быстроходном валу

d=(7…8) ³195=40,5…46,3 мм.

Примем d=42 мм.

Диаметр вала под подшипники

d_п=d +2t_цил =42+2·3,5=49 мм.

Примем d_п=50 мм.

Зазор между колесами и стенками корпуса по формуле (3.5)

Примем a=12 мм. L найдено по компоновочной схеме.



8. Выбор и проверка долговечности подшипников качения

Подбор подшипников для ведущего вала-шестерни.

Предварительно намечаем подшипники конические роликовые 7310, у которых d=50 , D=110 мм, T=29,25 мм, C_r=100 кН, Y=1,94; e=0,31.

Расстояние, определяющее положение радиальных реакций

a=(T/2)+(d+D)e/6=(29,25/2)+(50+110)· 0,31/6=22,8 мм.

Частота вращения вала n=720 об/мин.

Реакции от сил в зацеплении:

а) в плоскости YOZ:

M₁=0; F_рl₁- F_t1 l₂ +R_y2 (l₂ +l₃) =0

R_y2 =( F_t1 l₂ -F_р l₁ )/ (l₂ +l₃)=(2943·240-1285·150)/(240+240)=1070 Н;

M₂=0; F_р (l₁+l₂+l₃) +F_t1l₃ -R_y1(l₂ +l₃)=0

R_y1 = (F_р (l₁+l₂+l₃)+F_t1 l₃ )/(l₂ +l₃)=(1285·(150+480)+2943·240)/480=

=3158 Н.

Проверка:

Y=F_р-R_y1+F_t1-R_y2 =1285-3158+2943-1070=0

реакции найдены правильно. б) в плоскости XOZ

M₁=0; F_a1d₁/2 -F_r1l₂+R_x2 (l₂+ l₃) =0

R_x2=( F_r1l₂-F_a1d₁/2)/ (l₂+ l₃) =(3770·240-10359·128/2)/480=504 Н;

M₂=0; F_a1d₁/2+F_r1l₃-R_x1 (l₂+ l₃)=0

R_x1=(F_a1d₁/2+F_r1l₃ )/ (l₂+ l₃)=(10359·128/2+3770·240)/480=3266 Н.



Проверка:

X=-R_x1+F_r1-R_x2 =-3266+3770-504=0 - реакции найдены правильно.

Радиальные реакции опор :

Осевые составляющие конических подшипников:

R_s1=0,83e·R_r1==0,83·0,31·4543=1169 Н;

R_s2=0,83e·R_r2==0,83·0,31·1183=304 Н.

Так как R_s2< R_s1 и F_a> R_s1 - R_s2 ,то по таблице 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники:

R_a2=R_s2=304 Н; R_a1=R_a2+F_a1 =304+10359=10663 Н.

Рассмотрим наиболее нагруженную опору 1.

Коэффициент V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Отношение R_a1 /VR_r1=10663/1·4543=2,3, что больше е=0,31, тогда

Y=1,94;X=0,4.

Коэффициент безопасности К_б=1

Температурный коэффициент К_т=1

Эквивалентная динамическая нагрузка:

R_e1=(VXR_r+YR_a)К_бК_т=(1·0,4·4543+1,94·10663)·1·1=22503 Н.



Расчетная долговечность при a₂₃=0,65 (с.105)

L_10ah=0,65(100000/22503)^3,33 ·10⁶/60·720=2160 часов.

Это менее заданной долговечности.

Тогда примем подшипники роликовые конические однорядные с большим углом конуса 1027310А, у которых d=50 , D=110 мм, T=29,25 мм, C_r=99 кН, Y=0,72; e=0,83.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

R_e2=(VXR_r+YR_a)К_бК_т=(1·0,4·4543+0,72·10663)·1·1=9494 Н.

Расчетная долговечность при a₂₃=0,65 (с.105)

L_10ah=0,65(99000/9494)^3,33 ·10⁶/60·720=36981 часов.

L_10ah>L_h=7500 часов - долговечность обеспечена.

Подбор подшипников для тихоходного вала.

Предварительно намечаем подшипники конические однорядные с большим углом конуса 1027316А, у которых d=80 , D=170 мм, T=42,5 мм, C_r=212 кН, Y=0,72; e=0,83.

Частота вращения вала n=45 об/мин.

Расстояние, определяющее положение радиальных реакций

a=(T/2)+(d+D)e/6=(42,5/2)+(80+170)·0,33/6=35 мм.

Реакции от сил в зацеплении:

а) в плоскости YOZ:

M₁=0; F_t2 l₁ -R_y2 (l₁ +l₂)+F_a1d₁/2-F_r1( l₁+l₂ +l₃) =0

R_y2 =( F_t2 l₁+F_a1d₁/2-F_r1( l₁+l₂ +l₃))/ (l₁+l₂ )=

=(10359·133+6510·166/2-11360(133+133+126))/(133+133)=-9530 Н;

M₂=0; -F_t2 l₂ +R_y1 (l₁ +l₂)+F_a1d₁/2-F_r1l₃ =0

R_y1 =( F_t2 l₂-F_a1d₁/2+F_r1l₃)/ (l₁ + l₂)=

=(10359·133-6510·166/2+11360·126)/266=8529 Н;

Проверка:

Y= R_y1-F_t2+R_y2 +F_r1 =8529-10359+(-9530)+11360=0 - реакции найдены правильно.

б) в плоскости XOZ

M₁=0; -F_a2d₂/2 +F_r2l₁+R_x2(l₁+l₂ )-F_t1(l₁+l₂+l₃) =0

R_x2=( F_t1(l₁+l₂+l₃)+F_a2d₂/2-F_r2l₁)/ (l₁+l₂ )=

=(30522(133+133+126)+2943·512/2-3770·133)/266=45927 Н

M₂=0; -R_x1(l₁+l₂ )-F_a2d₂/2-F_r2l₂-F_t1l₃ =0

R_x1=(-F_a2d₂/2-F_r2l₂ -F_t1l₃)/(l₁+l₂ )=

=(-2943·512/2-3770·133-30522·126)/266=-19175 Н.

Проверка:

X= -R_x1-F_r2-R_x2 +F_t1=-(-19175)-3770-45927+30522=0 - реакции найдены правильно.

Радиальные реакции опор :

Осевые составляющие конических подшипников:



R_s1=0,83e·R_r1==0,83·0,83·20986=14457 Н;

R_s2=0,83e·R_r2==0,83·0,83·46905=32312 Н.

Так как R_s1< R_s2 и F_a>0 (2943+6510=9453>0),то по таблице 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники:

R_a2=R_s2=32312 Н; R_a1=R_a2+F_a=32312+9543=41855 Н.

Отношение R_a1/VR_r1=41855/20986=1,99, что больше е=0,83 тогда

тогда Y=0,72;X=0,4.

Рассмотрим подшипник 2.

Отношение R_a2 /VR_r2=32312/1·46905=0,68, что меньше е=0,83 тогда Y=0;X=1.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

R_e1==(VXR_r1+YR_a1)К_бК_т =(1·0,4·20986+0,72·41855)·1·1=38530 Н.

R_e2= VXR_r2К_бК_т =1·1·46905·1·1=46905 Н.

Тогда по наиболее нагруженной опоре 2 произведем проверку.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

L_10ah=0,65(212000/46905)^3,33 ·10⁶/60·45=36566 час.

Это выше требуемой долговечности L_h=7500 ч. Условие выполняется.



9. Подбор и проверочный расчет шпонок

Для ведущего вала под шкив выбираем по табл. 19.11 шпонку призматическую по ГОСТ 23360-78 с размерами для вала d=42 мм : b=12 мм; h=8 мм; t₁=5 мм.

Примем длину шпонки l=100 мм.

Рабочая длина шпонки l_р=l-b=100-12=88 мм.

Расчетное напряжение смятия:

_см=2T/d(h-t₁)l_р[]_см=90 Н/мм² (для чугунного шкива).

_см=2·195·10³/(42(8-5)88)=35,1 Н/мм² []_см.

Условие прочности выполняется.

Для соединения червячного колеса и вала выбираем шпонку призматическую с плоскими торцами с размерами для вала d=90 мм : b=25 мм; h=14 мм; t₁=9 мм.

Примем длину шпонки l=140 мм.

Рабочая длина шпонки l_р=l-b=140-25=115 мм.

_см=2·2652·10³/(90(14-9)115)=102,4 []_см=190 Н/мм² (для стальной ступицы колеса).

Условие прочности выполняется.

Под шестерню цилиндрической передачи выбираем шпонку призматическую с размерами для вала d=70 мм : b=20 мм; h=12 мм; t₁=7,5 мм.

Примем длину шпонки l=120 мм.

Рабочая длина шпонки l_р=l-b=120-20=100 мм.

_см=2T/d(h-t₁)l_р[]_см=190 Н/мм² (для стальной шестерни).



_см=2·2652·10³/(70(12-7,5)100)=168,3 Н/мм² []_см.

Условие прочности выполняется.



10. Уточненный расчет валов

Тихоходный вал.

Рассмотрим опасное сечение в опоре 2 тихоходного вала.

Материал тихоходного вала - 45 улучшение. Механические характеристики: _в=800 Н/мм²; _т=550 Н/мм²; _-1=210 Н/мм²; _-1=350 Н/мм²

Определим значения изгибающих моментов в сечении вала под колесом:

Плоскость XOZ:

M_x=F_t1l₃=30522·126·10^-3=3845 Нм.

Плоскость YOZ:

M_y= -F_a1d₁/2 +F_r1l₃=-6510·166·10^-3/2 +11360·126·10^-3=891 Нм.

Расчет сечения на статическую прочность.

Суммарный момент:

Осевой момент сопротивления сечения:

W=d³/32=3,14·80³/32=50240 мм³.

Эквивалентное напряжение



Допускаемые значения для коэффициента запаса прочности по текучести [S_т]=1,3…1,6.

Коэффициент перегрузки K_п=2,5.

Коэффициент запаса прочности по текучести:

S_т=_т/ K_пэкв=550/2,5·109,6=2>[S_т]

Расчет сечения на сопротивление усталости.

Допускаемые значения коэффициента запаса прочности [S]=1,3…2,1.

Амплитуда напряжений цикла:

_а=M/W=3947·10³/50240=78,5 Н/мм².

Полярный момент сопротивления вала:

W_к=d³/16=3,14·80³/16=100480 мм³.

_а=M_к/2W_к=2652·10³/2·100480=13,1 Н/мм².

K/K_d=4,26; K/K_d=3.

Коэффициент влияния шероховатости K_F=1

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения K=1

Коэффициенты концентрации напряжений:

(K)_D=( (K/K_d)+ K_F-1)/ K=(4,26+1-1)/1=4,26;

(K)_D=(( K/K_d)+ K_F-1)/ K=(3+1-1)/1=3.

Пределы выносливости вала



(_-1)_D=_-1/(K)_D=350/4,26=82,1 Н/мм²;

(_-1)_D=_-1/(K)_D=210/3=70 Н/мм².

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

S=(_-1)_D/_a=82,1/78,5=1,04;

S=(_-1)_D/_a=70/13,1=5,3.

Расчетный коэффициент запаса прочности:

Значение не входит в диапазон допускаемых значений [S]=1,3…1,6.

Тогда примем для вала дополнительную теромообработку - закалку.

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения при закалке K=1,5

Коэффициенты концентрации напряжений:

(K)_D=( (K/K_d)+ K_F-1)/ K=(4,26+1-1)/1,5=2,84;

(K)_D=(( K/K_d)+ K_F-1)/ K=(3+1-1)/1,5=2.

Пределы выносливости вала

(_-1)_D=_-1/(K)_D=350/2,84=123 Н/мм²;

(_-1)_D=_-1/(K)_D=210/2=105 Н/мм².

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:



S=(_-1)_D/_a=123/78,5=1,56;

S=(_-1)_D/_a=105/13,1=8.

Расчетный коэффициент запаса прочности:

Значение входит в диапазон допускаемых значений [S]=1,3…1,6.

Условие выполняется.

Быстроходный вал

Материал быстроходного вала тот же, что и для червяка -сталь 45 улучшение. Механические характеристики: _в=800 Н/мм²; _т=550 Н/мм²; _-1=210 Н/мм²; _-1=350 Н/мм²

Рассмотрим опасное сечение в середине червяка.

Определим значения изгибающих моментов в сечении вала под шестерней:

Плоскость XOZ слева:

M_x=R_x1l₂ =3266·240·10^-3=784 Нм.

Плоскость YOZ:

M_y= R_y2l₃=1070·240·10^-3=257 Нм.

Расчет сечения на статическую прочность.

Суммарный момент:



Осевой момент сопротивления сечения:

W=d³/32=3,14·89,6³/32=70583 мм³.

Эквивалентное напряжение

Допускаемые значения для коэффициента запаса прочности по текучести [S_т]=1,3…1,6.

Коэффициент перегрузки K_п=2,5.

Коэффициент запаса прочности по текучести:

S_т=_т/ K_пэкв=550/2,5·12=18,3>[S_т]

Расчет сечения на сопротивление усталости.

Допускаемые значения коэффициента запаса прочности [S]=1,3…2,1.

Амплитуда напряжений цикла:

_а=M/W=825·10³/70583=11,6 Н/мм².

Полярный момент сопротивления вала:

W_к=d³/16=3,14·89,6³/16=141167 мм³.

_а=M_к/2W_к=195·10³/2·141167=0,7 Н/мм².



Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

K_d=0,63.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K=2,02; K=1,87.

Коэффициент влияния шероховатости K_F=1

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения K=1

Коэффициенты концентрации напряжений:

(K)_D=( (K/K_d)+ K_F-1)/ K=(2,02/0,63+1-1)/1=3,2;

(K)_D=(( K/K_d)+ K_F-1)/ K=(1,87/0,63+1-1)/1=2,9.

Пределы выносливости вала

Пределы выносливости вала

(_-1)_D=_-1/(K)_D=350/3,2=109 Н/мм²;

(_-1)_D=_-1/(K)_D=210/2,9=72 Н/мм².

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

S=(_-1)_D/_a=109/11,6=9,3;

S=(_-1)_D/_a=72/0,7=102,8.

Расчетный коэффициент запаса прочности:

Условие выполняется.



11. Конструктивные размеры редуктора и подбор болтов

Толщина стенок корпуса:

Принимаем =12 мм.

Толщина крышки корпуса ₁==12 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d₁=(0,03…0,036)a_т+12=(0,03…0,036)320+12=21,6…23,5 мм, принимаем d_ф=M 22. Число болтов 6 шт.

Диаметр болтов:

у подшипников d₂=(0,7…0,75)d₁=(0,7…0,75)22=15,4…16,5 примем d₂=М16; крепящих крышку с корпусом:

d₃ =(0,5…0,6)d₁=(0,5…0,6)22=11…13,2 мм, принимаем d=М12 мм.

Толщина верхнего и нижнего поясов крышки и корпуса:

b=b₁=1,5=1,5·12=18 мм.

Толщина ребер основания корпуса и крышки корпуса:

m=m₁=(0,85…1) =(0,85…1)12=10,2…12 мм, примем m=m₁=12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

p=2,35=2,35·12=28,2 30 мм.

Для транспортировки редуктора выполнены проушины в крышке редуктора.



12. Выбор смазочных материалов и описание системы смазки

Для смазывания деталей по таблице 12.2 [2] для скорости скольжения V=4,8 м/с и _H= 135 Н/мм² находим кинематическую вязкость =20·10^-6 м/с. Глубина погружения в масло червячного колеса

h_min=2m=2·16=32 мм.

h_max=0,25d₂=0,25·512=128 мм.

Для подшипников валов примем пластичную смазку ЦИАТИМ 202.

В редукторе применяется картерная система смазывания, при которой венец колеса погружен в масло. При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности, расположенных внутри корпуса деталей. В корпусе предусмотрено отверстие для слива и замены масла и маслоуказатель для контроля уровня масла. Для выходных концов валов примем манжетные уплотнения.



13. Краткое описание сборки и регулировки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов вала.

В крышку корпуса устанавливаем собранный вал-шестерню вместе с подшипниками, в корпус ведомый вал вместе с колесом и подшипниками, предварительно нагретыми в масле. Устанавливаем крышку корпуса редуктора, крышки подшипников вместе с регулировочными прокладками и уплотнительными манжетами.

На конец ведомого и ведущего валов закладываем шпонки и устанавливаем ременной шкив и шестерню открытой передачи.

Затем ввёртываем пробку маслоспускного отверстия, устанавливаем на корпус маслоуказатель и заливаем в корпус масло.

Устанавливаем крышку смотрового лючка.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



Список используемой литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Курсовое проектирование - М.: Высш.шк., 1990, 399 с.

2. Еремеев В.К., Горнов Ю.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Методические указания и задания к проектам.-Иркутск: Изд-во ИрГТУ, 2006.-144 с.

3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин-М.: Машиностроение, 1979 г.

Размещено на Allbest.ru

...