Проектирование привода с помощью зубчатого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ

Задание № 4

Вариант № 8

Исходные данные: N4 = 7,3 кВт, n4 = 105 об/мин, срок службы привода t = 10 тысяч часов, Uт = 0,95Uред, Uб = Uред/Uт. Цепная передача расположена под углом 60 к горизонту, работает с переменной нагрузкой в закрытом помещении.

Схема привода:

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений

2.1 Выбор материалов

2.2 Допускаемые контактные напряжения

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

2.4 Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке

3. Расчет зубчатых колес

3.1 Расчет второй тихоходной прямозубой ступени

3.2 Расчет быстроходной косозубой ступени

4. Расчет цепной передачи

5. Расчет валов на прочность

5.1 Построение схемы нагружения зубчатых колес

5.2 Расчет ведущего вала (I)

5.3 Расчет промежуточного вала (II)

5.4 Расчет ведомого вала (III)

6. Подбор подшипников качения

7. Выбор шпонок

8. Выбор муфты

9. Выбор смазки редуктора

10. Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора

11. Порядок сборки редуктора

12. Выбор посадок деталей

Список использованной литературы

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:

ь двигатель;

ь муфты;

ь 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:

ь повышения вращающегося момента;

ь изменения траектории или характера движения;

ь регулирование и изменения скорости;

ь 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. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ

Определим потребную мощность электродвигателя для привода

Nэл = N4/,

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

= 1·22·34,

где 1 - к.п.д. цепной передачи, 1 = 0,96 [3];

2 - к.п.д. зубчатой цилиндрической передачи, 2 = 0,97 [3];

3 - потери на трения в опорах каждого вала, 3 = 0,96 [3].

= 0,960,970,96 = 0,894.

Тогда

Nэл = 7,3/0,894 = 9,1 кВт.

Принимаем короткозамкнутый асинхронный трехфазный закрытый обдуваемый двигатель 4А132М4У3, имеющий n1 = 3000 об/мин, N1 = 9,1 кВт.

Определим передаточное отношение привода

U = n1/n4 = 3000/105 = 28,57.

Принимаем передаточное отношение цепной передачи Uц.п.=3, тогда

Uред = U/Uц.п. = 28,57/3 = 9,5.

По графику 4.3 назначаем U1=3,3.

U2= Uред/U1=9,5/3,3=2,9.

Определяем частоты вращения и угловые скорости каждого привода:

n1 = 3000 об/мин, 1 = n1/30 = (3,143000)/30 = 314 рад/с;

n2 = n1/U1= 3000/3= 1000 об/мин, 2 = (3,14750)/30=78.5 рад/с;

n3 = n2/U2=1000/ 3,3=303 об/мин, 3 = (3,14225.9)/30 = 23.64рад/с;

n4 = n3/Uц.п. = 303/3 = 105 об/мин, 4 = (3,14112.85)/30 = 11.81 рад/с.

Определим мощности на каждом валу привода

N1 = 9,1 кВт,

N2 = N123=9,1 0,96 = 8,736 кВт,

N3 = N223 = 8,7360,96 = 8,386 кВт,

N4 = N31·3 = 8,3860,97 = 8,135 кВт.

Определим вращающий момент на каждом валу привода по формуле:

Т = N/ = N/2рni .

Результаты расчета представим в таблице 1.

Таблица 1 - Вращающие моменты валов

Т1, Нм	Т2, Нм	Т3, Нм	Т4, Нм
28,98	83,46	264,46	740

Ориентировочно определим диаметры валов по формуле:

Dр=3(T/(0,2[])),

где []=12…15 МПа - допускаемое напряжение на кручение. Принимаем

[]=14 МПа.

Результаты представим в таблице 2.

Таблица 2 - Ориентировочные диаметры валов

d1, мм	d2, мм	d3, мм	d4, мм
22	31	46	65

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И РАСЧЕТ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

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 245 НВ, в=850 МПа, т=550 МПа; для шестерен второй ступени - улучшение 270 НВ, в=950 МПа, т=700 МПа; зубьям шестерен первой ступени - азотирование поверхности 54 HRC при твердости сердцевины 28 HRC, в=1000 МПа, т=800 МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней.

2.1 Допускаемые контактные напряжения

По таблице 8.9 [1] для колес обеих ступеней:

но = 2НВ+70 = 2240+70 = 550 МПа;

для шестерни

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=1 будет

N = 60n3t,

где n3 - частота вращения колеса, n3=225,9 об/мин;

t - суммарный срок службы привода, 8 тысяч часов.

N = 6010510000 =6.3107.

По графикам (рисунок 8.40 [1]) для колеса второй ступени НВ 245

NН0 1,5107;

для шестерни первой ступени HRC55

NН0 108.

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

NНЕ = КНЕN = 0,256.3107 = 1.57107.

Сравнивая NНЕ и NН0, отмечаем, что колеса второй ступени NНЕ>NН0. Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогично расчетом получим и для них NНЕ>NН0. При этом для всех колес передачи КHL=1 (формула 8.61 [1])

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.

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.

[н] = (875+500)/2 = 690 МПа > 1,25500 = 636,36 МПа.

Принимаем [н] =1,25[н]2 = 636,36 МПа.

2.2 Допускаемые напряжения изгиба

По таблице 8.9 [1] для колес обеих ступеней

FO = 1,8240 = 432 МПа,

для шестерни первой ступени

FO = 1228+300 = 636 МПа,

для шестерни второй ступени

FO = 1,8270 = 486 МПа.

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

[F] = (FO/SF)KFCKFL,

где FO - предел выносливости зубьев по напряжению изгиба;

SF - коэффициент безопасности (SF1,55…1,75);

KFC - коэффициент, учитывающий влияние одностороннего приложения нагрузки, KFC=1;

KFL - коэффициент долговечности. Предварительно по формуле 8.71 [1] и таблице 8.10 [1] для колеса второй ступени при m=6 и ранее найденных значений N получим

KFL = KFFN,

где KFF - по таблице 8.10 [1];

Для колеса обеих ступеней:

[F] = 432/1,75 = 246 МПа;

для шестерни первой ступени:

[F] = 636/1,75 = 363,43 МПа;

для шестерни второй ступени:

[F] = 486/1,75 = 278 МПа.

2.3 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;

для шестерни первой ступени

[н]max = 3055 = 1650 МПа;

для шестерни второй ступени

[н]max = 2,8700 = 1960 МПа.

Предел напряжения изгиба для обоих колес:

[F]max = 2,74240= 685 МПа;

для шестерни второй ступени:

[F]max = 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]:

а = 0,85(U2+1) 3(ЕпрТ3КН)/([н]2U2ва),

где U2 - передаточное отношение второй ступени, U2=2,9;

Епр - приведенный модуль упругости,

Епр = (2Е1+Е2)/(Е1+Е2) = 210 МПа;

Т3 - вращающий момент на выходном валу редуктора, Т3=264,43 Нм;

КН - коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям, определяется по графику 8.15 [1] в зависимости от

bd - коэффициента, учитывающего влияние ширины колеса:

bd = 0,5bа(Uт+1),

где bа - коэффициент ширины колеса относительно межосевого рас-

стояния, по таблице 8.4 [1] bа=0,4.

bd = 0,50,4(2,9+1) = 0,78,

Отсюда КН 1,1.

[н] = 500 МПа.

а = 0,85(2,9+1)3(2,1105264,431031,1)/(50022,920,4) = 138,3 мм.

Определяем до ближайшего значения по ГОСТ2185-66, а = 140 мм.

Определяем ширину колеса

вw'= bаа = 0,4140 = 56 мм,

Ширина шестерни равна 56·1,1=61,6 мм.

Находим модуль:

m=вw/м,

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

m = 56/30 = 1,87 мм.

Принимаем стандартное значение m= 1,7 мм.

Суммарное число зубьев

Z = (2a)/m = (2140)/2,5 = 160.

Число зубьев шестерни

Z*1 = 160 /(2,9+1) = 41.

Принимаем Z1=41.

Число зубьев колеса

Z = Z - Z1 = 160 - 41 = 119.

Делительные диаметры шестерни и колеса

d1 = Z1m = 411,75 = 71 мм;

d2 = Z2m = 119·1,75 =208 мм.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

da1 = d1+2m = 71 + 21,75 =74,5 мм;

da2 = d2+2m = 208+21,75 = 210,5 мм.

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса

df1 = d1-2,5m = 71-2,51,75 = 66,525 мм;

df2 = d2-2,5m = 208-2,51,75 = 203,525 мм.

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

н = 1,18((ЕпрТ3Кн)/(d12вwsin 2w))(U2+1/U2),

Частота вращения второй ступени

n3 = 303 об/мин.

Окружная скорость

= (d2n3)/60 = (3,14208,2510-3303)/60 = 3,3 м/с.

По таблице 8.2 [1] назначаем 8-ю степень точности. По таблице 8.3 [1] KHV = 1,02. Ранее было найдено KН=1,1. Тогда

КН = KHVKH = 1,021,1 = 1,12.

= 1,18((2,110583,461031,12)/(712560,64))(2,9+1/2,9) = 446 МПа < [н],

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

F = (YFFtKF)/(вwm) <= [F],

где Ft - окружное усилие в зацеплении

Ft = 2T3/d1 = 283,46103/71 = 2326 Н;

YF - коэффициент формы зуба, по графику (рисунок 8.20 [1]) находим для х=0:

для колеса YF2=3,78,

для шестерни YF1=3,76.

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

[F]1/YF1 = 278/3,76 = 73,

[F]2/YF2 = 246/3,78 = 65.

Расчет выполняем по колесу. По графику (рисунок 8.15 [1]) KF=1,15. По таблице 8.3 [1] KFV=1,13, при этом

KF = 1,151,13 = 1,3.

Тогда

F = (3,7623261,3)/(501,75) = 130 МПа <[F].

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

н max = н2 = 5002 = 709МПа < [н]max.

Условие прочности выполнено.

3.2 Расчет быстроходной косозубой ступени

Так как наш редуктор соосный, то межосевые расстояния для двух ступеней будут одинаковы.

Принимаем ва =0,2

Ширина колеса

вw = вааw = 0,2140 =28 мм,

принимаем вw = 28 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Mn = (0,01…0,02)аw = (0,01…0,02)140 = 1,4…2,8 мм,

Принимаем m =1,5 мм.

Угол наклона зубьев :

е=bw·tg/Ppt= bw·sin/·mn,

е - коэффициент торцевого перекрытия, принимаем е=1,2 (е>1,1).

sin= е·· mn/ bw,

sin=1,2·3,14·1,5/28=0,2.

=arcos(0.2)=11.5 є.

Во избежания осевых сил в зацеплении рекомендуется принимать =8…20є - в нашем случае это правило выполняется.

Определим числа зубьев шестерни и колеса

Z1 = (2awcos)/((U+1)mn) = (2140cos11,5)/((3,27+1)1,5) = 43,

принимаем Z1=43.

Тогда

Z2 = zУ - Z1 = 185 - 43 = 142,

Уточненное значение угла наклона зубьев по межосевому расстоянию:

cos = 0,5•(Z1+Z2)mn/aw = 0,5·(43+142)1,5/140 = 0,99.

Делительный диаметр шестерни и колеса:

d1 = (mn/cos)Z1 = (1,5/0,99)43 = 65 мм;

d2 = (mn/cos)Z2 = (1,5/0,99)142 = 215 мм.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

da1 = d1+2mn = 65+21,5 = 68мм;

da2 = d2+2mn = 215+21,5 = 218 мм.

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

df1 = d1-2,5mn = 65-2,51,5 = 69 мм;

df2 = d2-2,5mn = 215-2,51,5 = 219 мм.

Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям:

н = 1,18ZHв((ЕпрТ1Кн)/(d w1bwsin 2w))(U+1/U)<=[ н].

ZHв=K?Hб·cos2в/еб=1.12· cos2в/1,77,

еб- коэффициент торцового перекрытия .

еб=1,88-3,2•(1/z1+1/z2)·cosв=1,88-3,2·(1/43+1/142)·0.99=1,77,

ZHв=0,79.

Кн= Кнв ?Кнv,

Выбираем степень точности - 8.

Окружная скорость:

= (nd1)/60 = (3,14100021510-3)/60 =11,25 м/с.

По таблице 8.3 определяем Кнv=1,05.

Кн=1,12,

н=1,180,79·((2,1·10528,98·1031,12)/(652280,64))(3,27+1/3,27)=

=319,6 MПа < 625 МПа.

Проверим зубья быстроходной ступени по напряжению изгиба

F = (YFFtKF)/(вwm)<=[F]

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

для шестерни YF1=3,77,

для колеса YF2=3,76,

[F1]/YF1 = 278/3,77 = 88,64,

[F2]/YF2 = 246/3,76 = 67,56.

Расчет ведем для колеса, для которого отношение меньше. По таблице 8.15 [1] KFв=1,15. По таблице 8.3 [1] KFv=1,13.

При этом KF= KFв• KFv=1,15•1,13=1,3,

Ft=2•T1/d1=2•83,46•103/71=2326 Н,

F=3,76•2326/50•1,75=103 МПа <=246 МПа.

Выполняем проверочный расчет на перегрузку .

уHmax=уH•Tпик/ Tмаx=709 МПа <=[уH]=1540 МПа,

уFmax=уF•Tпик/ Tмаx=260 МПа <=[ уF]max=685 МПа.

Условия прочности выполняются.

4. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Назначаем :

z1 - число зубьев малой звездочки; z1=25,

z2 - число зубьев большой звездочки; z2=3·25=75< z2max=100…120.

По рекомендации (13.5) [1] назначаем межосевое расстояние a=40•pц.

По формуле (13.26) [1] определяем расчетную мощность, принимая значения коэффициентов по таблице 3.2 [1].

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 наклоне 60 КН=1;

Крег - коэффициент, учитывающий способ регулирования цепи, при периодическом регулировании Крег=1;

Кс - коэффициент, учитывающий способ смазки, при периодической смазке Кс=1,3.Смазка - ІІ;

Кn - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, принимаем, что передача работает в одну смену, тогда Кn=1.

По формулам (13.22) и (13.23):

КЭ=11111,31=1,3,

Kz=25/25=1,

Kп=n01/n1=400/303=1,33,

Принимаем Кряд=1; Pp=11•1,3•1,33=19 кВт. По таблице (13.4) [1] для принятых n01=400 и Pp=19 кВт назначаем однорядную цепь с шагом

pц=25,4 мм. При этом а=40•25,4=1016 мм. Убеждаемся, что найденное pц< [pц]мax. По формуле (13,2) [1]:

v=z1·n1·pц/60=25•303•25,4•10-3/60=3,2 с.

По таблице (13.3) [1] назначаем густую внутришарнирную смазку. Число звеньев цепи или длина цепи в шагах, по формуле (13.6) [1] :

Lp = ,

Lp=2·40·25,4/25,4+(25+75)/2+((75-25)/2·3,14)2·25,4/40·25,4=131,58 мм.

Округляя до целого значения, принимаем Lp=132мм. Уточняем по формуле (13.7) [1]:

a=25.4/4·(132-((25+75)/2)+ (132-((25+75)/2)2-8·((75-25)/2·3.14)2)=

=1021,08 мм.

Учитывая рекомендации по уменьшению межосевого расстояния, окончательно назначаем а=1018 мм.

Диаметры звездочек определяем по формуле (13,8) [1]:

d1=25,4/sin(•25)=202,7 мм,

d2=25,4/sin(•75)=635 мм.

На этом расчет передачи можно закончить. Ниже определяем некоторые параметры для того, чтобы подтвердить правильность принятых ранее допущений.

Окружная сила, по формуле (13.1) [1]:

Ft=P/v=6.55•103/2.58=2538.8 H.

Натяжение от центробежных сил, по формуле (13.10) [1]:

Fv=1.9•2.582=12.65 H,

где, по таблице ГОСТа, q=1.9 кг/м.

Сила предварительного натяжения от массы цепи, по формуле (13.11) [1] :

F0=1·1.014·1.9·9.81=18.9 H.

Силы F0 и Fv малы по сравнению с Ft, что оправдывает принятые допущения. Оценим возможность резонансных колебаний цепи по формуле (13.14) [1] при F1?Ft:

n1k=(30/(27•1.014)• 2538.8/1.9)=40.06<n1=225.9 мм-1.

Резонанса нет.

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ

5.1 Построение схемы нагружения зубчатых колес

Определим силы, действующие в зацеплении двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора.

Косозубая пара:

Ft1=2T1/d1=228,98/22,3310 -3 = 2595,6 H,

Fr1 = Ft1tg w/cos = 2595,6tg 20/0,97 = 973,9 H,

Fa1 = Ft1tg = 25950,236 = 527,96 H,

Fм = (0,1…0,5)Ft1 = 0,32595 = 778,5 H.

Прямозубая пара:

Ft2 = 2T2/d3 = 283,46/31,7810 -3 = 5252 H,

Fr2 = Ft2tg w = 5252tg 20 = 1911 H,

Fn = Ft22+Fr22 = 52522+19112 = 5588 H.

5.2 Расчет ведущего вала ( I )

Строим расчетную схему сил, действующих на вал I в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюру крутящих моментов, где Т1 = 28,98 Нм.

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

а) Определяем опорные реакции от силы Fм :

МА = 0; Fмa - RBв'(в+с) = 0,

RBв'= (Fма)/(в+с) = (778,580)/(34+34) = 916,5 Н,

МВ = 0; Fм(а+в+с) - RAв'(в+с) = 0,

RAв'= (Fм(а+в+с))/(в+с) = (778,5(80+34+34))/(34+34) = 1694 Н.

Проверка:

У= 0; -Fм - RBв' + RAв'= 0,

-778,5 +1694-915,5 = 0.

Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала на опоре А:

Мнаибв' = МАв' = -Fмa = -778,580•103 = -62,28 Нм.

б) Определим опорные реакции от силы Ft1:

МА = 0; Ft1в - RBв''(в+с) = 0,

RBв''= (Ft1в)/(в+с) = (259534)/(34+34) = 1297,8 Н,

МВ = 0; - Ft1с +RAв''(в+с) = 0,

RAв''= (Ft1с)/(в+с) = (259534)/( 34+34) = 1297,5 Н.

Проверка:

У= 0; Ft1 + RBв'' - RAв”= 0,

-1297.5 + 2595 - 1297,5 = 0.

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

Мнаибв'' = -RBв''c = -1297.534•103 = - 44,115 Нм.

Наибольший изгибающий момент:

Мнаибв = Мнаибв''+ Мнаибв' = 62,28+44,115 = 106,4 Нм.

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

а) Определяем опорные реакции от силы Fr1:

МА = 0; -Fr1в +RBг'(с+в) = 0;

RBг'= (Fr1в)/(в+с) = (973,934)/(34+34) = 486,95 Н,

МВ = 0; Fr1c - RAг'(в+с) = 0,

RAг' = (Fr1c)/(в+с) = (973,934)/( 34+34) = 486,95 Н.

Проверка:

Х = 0; 486,95-973,9+486,9 = 0.

Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала, где посажена шестерня

Мнаибг'= -RBг'c = -486,9534•103 = -16,56 Нм.

б) Определяем опорные реакции от силы Fa1:

МА = 0; - Fa1(d1/2) + RBг''(с+в) = 0,

RBг''= (Fa1d1)/(2(c+в)) = (527,9622)/(2(34+34)) =86,6 Н,

МВ = 0; - Fa1(d1/2) + RAг''(в+с) = 0,

RAг''= (Fa1d1)/(2(в+с)) = (527,9622)/(2(34+34)) = 86,6 Н.

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

Мнаибг''= RBc = 86,60,034 = 2,94 Нм,

Мнаибг''= RAв =86,60,0034 = 2,94 Нм.

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

Мнаибг = Мнаибг'+Мнаибг''= 16,56+2,94 = 19,5 Нм.

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

Мизг = (Мизгв)2+(Мизгг)2 = 106,42+19,52 = 108 Нм.

Для подбора подшипников качения определим опорные реакции

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

RAв = - RAв'+ RAв''= - 1694+1297,5 = - 396,5 Н,

RBв = RBв'+ RBв''= 915,5+1297,5 = 2213 Н;

RAг = - RAг'+RAг''= 486,95 - 86,6 = 400,35 Н,

RBг = RBг'+RBг'' = 486,95+86,6 = 573,55 Н.

Общие реакции:

опора А: RA = (RAв)2+(RAг)2 = (-396,5)2 + (400,35)2 = 563,46 H.

опора В: RB = (RBв)2+(RBг)2 = (2213)2 + (573,55)2 = 2286 Н.

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

RBoc = Fa1 = 186,3 Н.

Строим эпюру продольных сил.

5.3 Расчет промежуточного вала ( II )

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

Строим эпюры изгибающих моментов вала II в вертикальной плоскости

Определяем опорные реакции от сил Ft1 и Ft2:

МД = 0; - Ft1(n+k) -Ft2k + RCв(m+n+k) = 0,

RCв = (Ft1(n+k)+Ft2k)/( m+n+k) = (1706,2•(105+34)•103+52520,0034)/(0,034+0,105+0,045=1706,2 Н,

МC = 0; Ft1m +Ft2(m+n) - RДв( m+n+k) = 0,

RДв = (Ft1m+Ft2(m+n))/( m+n+k) = (45973,9+5252(34+105)/(34+105+45)=4519,7 Н.

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

М2в = RCвm = 1706,20,045 = 76,78 Нм.

Изгибающий момент в сечении вала в месте посадки зубчатого колеса 3:

М3в = RДвk = 4519,70,034 = 153,7 Нм.

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, Fr1m -Fr2(m+n) + RДг'( m+n+k) = 0,

RДг'= (-Fr1m+Fr2(n+m))/( m+n+k) = (-973,9·0,045+1911(45+105))/(458+105+34) =1319,69 Н,

МД = 0; -Fr1(n+k)+Fr2k + RCг'( m+n+k)= 0,

RCг'= (-Fr1(n+k) + Fr2k)/( m+n+k) = (-973,9(105+34)+191134)/184=-382,6 Н,

Тогда изгибающий момент в сечении 2 и 3 будут равны:

М2г' = RCг'm = 382,60,045 = 17,217 Нм,

М3г'= - RДг'k = 1319,690,034 = 44,87 Нм.

Определим опорные реакции от сил Fa1:

МC = 0, Fa1(d2/2) - RДг''( m+n+k) = 0,

RДг'= ( Fa1d2)/(2(m+n+k)) = (527,960,022 )/2•0,184 = 45,6 Н,

МД = 0; Fa1(d2/2) - RCг''( m+n+k) = 0,

RCг'= (Fa1d2)/(2(m+n+k)) = 45,6 Н.

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;

для колеса:

Мик = (76,782+17,2172) = 78,68 Нм,

для шестерни:

Мик = (153,72+44,872) = 160,1 Нм.

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'' = 382,6 - 45,6 = 377 Н,

Rдг = Rдг'+Rдг''= 1319,68+45,6 =1365,29 Н.

Находим общие реакции в опорах подшипников вала II

опора С:

радиальная реакция Rc = (Rcг)2+(Rсв)2 = 3372+17062 = 1738,9 Н,

опора Д:

радиальная реакция Rд = (Rдг)2+(Rдв)2 = 1365,292+4519,72 =4721,14 Н.

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

Rсос=Fa1 = 527,96 H.

5.4 Расчет ведомого вала (III)

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

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

Определим опорные реакции

МF = 0; REв(f+g) - Ft2g = 0,

RЕв = (Ft2g)/( f+g)= (52520,045)/(0,045+0,045) = 2626 Н,

МE = 0; - RFв(f+g) + Ft2f = 0,

RFв = (Ft2f)/(( f+g) = (525245)/(45+45) = 2626 Н.

Изгибающий момент

Мив = - RЕвf = - 26260,045 = -118,17 Нм.

Строим эпюру в горизонтальной плоскости от силы Fr2

Определим опорные реакции

МE = 0; Fr2f - REг(f+g) = 0,

REг = (Fr2f)/( f+g) = (191145)/(45+45) = 955,5 Н,

МF = 0; Fr2g + REг( f+g) =0,

REг= Fr2g/( f+g)= 955,5 Н.

Изгибающий момент будет наибольшим в месте посадки зубчатого колеса 4

Миг = REгf = 995,50,045 = 42,9 Нм.

Определяем расчетный изгибающий момент в опасном сечении вала III

Ми = (Миг)2+(Мив)2 = (42,9)2 + 118,172 = 125,7 Нм.

Находим суммарные реакции в опорах E и F

опора E:

RE = (REг)2+(REв)2 = 955,52 + 26262 = 2794,4 Н.

опора F:

RF = (RFг)2+(RFВ)2 = 955,52 + 26262 = 2794,4 Н.

5.5 Определение запаса прочности валов

электродвигатель напряжение зубчатый колесо

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

S = (SS)/S2+S2 >=[S]1,5…3,

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 = (0,4 - 0,5)750 = 375 МПа,

-1 = (0,2 - 0,3)750 = 187,5 МПа.

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 = 108/0,10,0223 = 96,9 МПа,

аII = 160,1/0,10,0313 = 49,8 МПа,

аIII = 125,7/0,10,0463 = 12,36 МПа.

Напряжения кручения

а = 0,5Т/Wр = 0,5Т/0,2d3,

аI = 0,528,98/0,20,0223 = 6,5 МПа,

аII = 0,583,46/0,20,0313 = 6,5 МПа,

аIII = 0,5264,45/0,20,0463 = 6,5 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=0,95; для вала II Kd=0,87; для вала III Kd=0,9;

КF - фактор шероховатости, для вала I КF =1,0; для вала II КF =0,95; для вала III КF =0,8;

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/((49,8106 2,5)/(0,950,9)) = 1,3

SI = 225106/((6,51061,8)/(0,950,9)) = 16,4,

SI = (1,316,4)/1,32+16,42 = 1,51 >1,5.

Для вала II:

SII = 375106/((49,81062,5)/(0,870,9)) = 2,5,

SII = 225106/((6,51061,8)/(0,870,9)) = 16,4,

SII = 2,516,4/2,52+16,42 = 2,47 >1,5.

Для вала III:

SIII = 375106/((12,36•106·2,5)/(0,80,9)) = 10,3,

SIII = 225106/((6,51061,8)/(0,80,9))= 16,4,

SIII=10,316,4/10,32+16,42 = 8,7 >3.

Из-за большого запаса усталостной прочности у 3 вала коструктивно уменьшаем диаметр:

d1=0.03.

Проводим аналогичный расчет:

аIII = 125,7/0,10,033 = 46,5 МПа,

аIII = 0,5264,45/0,20,033 = 24,48 МПа,

SIII = 375106/((12,36106 2,5)/(0,950,9)) = 2,75,

SIII = 225106/((10,31061,8)/(0,950,9)) = 4,9,

SIII = (2,754,9)/2,752+4,92 = 2,39<3,

Теперь все валы удовлетворяют допустимым значениям.

6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

При подборе подшипников мы воспользовались следующими коэффициентами и формулами:

1. 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 работы на долговечность подшипника.

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

серия (при отсутствии осевой нагрузки и сравнительно небольшой ее величине 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,

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 справоч- нике[4]	Вал редуктора
			ведущий I	промежуточ- ный II	Ведомый III
			Диаметры концов вала под подшипник
			d1=15 мм	d2 =20 мм	d3=30 мм
Условия работы ПК	n, об/мин		3000	750	225,9
	Lh, ч		10000	10000	10000
	L, млн.об		1440	360	108,43
	Fr, H		82,9 623,6	836,6 800,82	459,29
	Fa, H		186,3	186,3	-
Справочные коэффициенты для заданных условий работы ПК	fh	125	2,52	2,52	2,52
	fn	127	0,223	0,354	0,525
	V	112	1	1	1
	K	115	1,1	1,1	1,1
	Kт	112	1	1	1
Справочные данные предварительно выбранного ПК	Серия выбранно- го ПК	424-532	202	204	206
	С, кН		5,86	9,81	15
	Со, кН		3,47	6,18	10
	Fa/Co		0,0537	0,03015	-
	e	113,424	0,25	0,23	-
	Fa/Fr		0,29	0,22	-
	(Fa/Fr)<e {Х,У		-	1, 0	-
	(Fa/Fr)>e {Х,У	113,424	-	-	-
Результаты вычислений	P		734,6	920	459,29
	Cp		5300	8390	14900
	Условие подбора Ср<C		5300< 5860	8390< 9810	14900< 15000
	Паспортное зна- чение С привы- шает расчетное Ср, %		9,6	14,5	0,7

7 ВЫБОР ШПОНОК

Выбираем шпонки призматические со скругленными концами. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятие и условие прочности выполняется по формуле

см=2Т/(d(h-t1)(l-в))<=[см],

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 полумуфтой принимаем шпонку 8х7х30СТСЭВ 189-75 d=14 мм,

t1=4 мм.

см=(242,7103)/(14(7-4)(30-8))=35 МПа < [см];

под шестерней принимаем шпонку 8х7х20 СТСЭВ 189-75 d=32 мм,

t1=4 мм.

см=(242,7103)/(24(7-4)(20-7))=109,5 МПа <[см];

Промежуточный вал:

под шестерней принимаем шпонку 10х8х20 СТСЭВ 189-75 d=35 мм,

t1=5 мм.

см=(2109,7103)/(35(10-5)(20-8))=76 МПа <[см];

под колесом принимаем шпонку 10х8х20 СТСЭВ 189-75 d=35 мм,

t1=5 мм.

см=(2109,7103)/(35(10-5)(20-8))=76 МПа <[см].

Ведомый вал:

Под колесом принимаем шпонку 8х7х40 СТСЭВ 189-75 d=30 мм,

t1=4мм.

см=(2255,2103)/(30(12-4)(20-8)=107,2 МПа <[см];

под звездочкой принимаем шпонку 10х8х70 СТСЭВ 189-75 d=36 мм,

t1=5 мм.

см=(2255,2103)/(36(10-5)(70-8))=45,7 МПа <[см].

Для всех шпонок условие прочности выполнено.

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 [6], ставим упругую с торообразную оболочкой выпуклого профиля муфту МУВП ГОСТ 12080-85 с номинальным крутящим моментом :

Тном =Кр• Tр,

Принимая из справочной литературы Кр=1,25, имеем:

Тном=1,25•28,98=36,225 Н•м.

9. ВЫБОР СМАЗКИ РЕДУКТОРА

Смазка зубчатого зацепления производится 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 =11,25 м/с, по рекомендации литературы [4], принимаем:

- кинематическая вязкость масла - 59сСт;

- масло индустриальное И-50А;

- способ подвода смазки к зацеплению тихоходной ступени - картерный, а для подвода к быстроходной ступени используем специальное смазывающее колесо.

10. 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; =8;
Толщина стенки крышки редуктора	1=0,02аw+3=5,8; 1=8;
Толщина верхнего фланца корпуса	S=1,5=12;
Толщина нижнего фланца корпуса	S1=1,51=12;
Толщина ребер основания корпуса	р=(0,8…1)=8;
Толщина ребер крышки	р1=(0,8…1)1=8;
Диаметр фундаментных болтов	М16
Диаметры болтов:
-у подшипников в крышке корпуса	d=(0,7…0,75)dф=12;
-соединяющих основание корпуса с крышкой	d1=(0,5…0,6)dф=8;
-крепящих смотровую крышку	d5=(0,3…0,4)dф=6;
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов	Cф=21; С=18; С1=13;
Ширина нижнего и верхнего поясов основания корпуса	Кф=39; К=33; К1=24;
Минимальный зазор между колесом и корпусом	а=1,1=8,8; а=9;
Высота центров	На=1,06аw=202.

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:

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

ь 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;

ь 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.

12. 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 20 K6;

- внутреннего кольца подшипника промежуточного вала 25 P6;

- внутреннего кольца подшипника ведомого вала 25 К6;

- зубчатое колесо тихоходной ступени на вал 30 Р5

- шестерни тихоходной ступени на вал 32 H9

- распорная втулка на ведущий вал 20 H9

- зубчатое колесо быстроходной ступени на вал 35 P5

- шестерни быстроходной ступени на вал 24 H9

- распорной втулки на промежуточный вал 25H9

- распорной втулки на ведомый вал 25 K6

- наружные кольца подшипников с корпусом редуктора

47 H7, 52 Н7.

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.

Размещено на Allbest.ru

...