Расчет зубчатого редуктора привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Cодержание

Введение

1. Энергетический и кинематический расчет привода

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес

3. Расчёт тихоходной цилиндрической передачи

3.1 Проектный расчёт передачи

3.2 Расчёт геометрических параметров

3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость

3.4 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

4. Расчет других передач привода

4.1 Расчёт быстроходной конической зубчатой передачи с помощью ПЭВМ

5. Расчёт валов

5.1 Проектный расчёт валов редуктора

5.2 Проверочный расчёт тихоходного валового редуктора

6. Выбор подшипников

6.1 Проверочный расчёт подшипников тихоходного вала редуктор

7. Расчёт шпоночных соединений

8. Выбор муфт

9. Смазка редуктора

Список используемых источников

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надёжности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов даёт применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.

При выполнении курсового проекта студент последовательно проходит от выбора схемы механизма через многовариантность проектных решений до его воплощения в рабочих чертежах; приобщаясь к инженерному творчеству, осваивая предшествующий опыт, учится предвидеть новые идеи в создании машин, надёжных и долговечных, экономичных в изготовлении и эксплуатации, удобных и безопасных в обслуживании.

1. Энергетический и кинематический расчёты привода

Исходные данные:

Ft =12,5 кН - окружное усилие на рабочем органе;

V = 0,42 м/с - окружная скорость рабочего органа;

z = 10 - число зубьев тяговых звездочек;

p = 160 мм - шаг цепи.

Мощность,потребляемая электродвигателем:

Р_эп = Р_р / =5,25/0,84 = 6,24 кВт,

где -к.п.д. привода

= ₁*₂*_3*4*₅⁴ = 0,98*0,96*0,97*0,96*0,99⁴ = 0,84;

где ₁= 0,98 - к.п.д. муфты,

₂ = 0,96 - к.п.д. конической зубчатой пары передачи подшипников,

₃ = 0,97 - к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи,

₄ = 0,96 - к.п.д. цепной передачи,

₅ = 0,99- к.п.д. одной пары подшипников качения.

Частота вращения рабочего органа

n_р = 60000*V/(*D) n_p = 60000*0,42 / (3,14*517,77) = 15,49 мин^-1,

где D - делительный диаметр звездочки, мм

D = p /[ sin ( / z)] = 160 / [ sin ( / 10)] =517,77 мм.

Желаемая частота вращения вала электродвигателя:

n_эж = n_р*u₀ = 15,49*24 = 371,81 мин^-1,

где n_р = 15,49 мин^-1 - частота вращения рабочего органа;

u₀ - ориентировочное передаточное число привода.

u₀ = u₁₀*u₂₀*u₃₀ =2*4*3 = 24,

где u₁₀ = 2 - ориентировочное передаточное число зубчатой цилиндрической передачи в закрытом корпусе;

u₂₀ = 4 - ориентировочное передаточное число зубчатой цилиндрической передачи в закрытом корпусе,

u₃₀ = 3 - ориентировочное передаточное число цилиндрической зубчатой передачи в закрытом корпусе.

Исходя из значений n_эж и N_дв по таблице 3 [3] выбираем электродвигатель 4А160S8У3, P_Э = 7,5 кВт, а n_Э = 730 мин^-1.

Передаточное число привода:

u = n_Э / n_р = 730/15,49 = 2,58*4,56*4 = 47,12,

где u₁ = 2,58 - передаточное число конической передачи;

u₂ = 4,56 - передаточное число цилиндрической передачи;

u₃ = 4 - передаточное число цепной передачи.

Частоты вращения валов привода, мин^-1:

n₁ = 730 мин^-1,

n₂ = n₁/u₂ = 730/2,58 = 282,95 мин^-1,

n₃ = n₂/u₃ = 282,95/4,56 = 62,05 мин^-1,

n₄ = n₃/u₁ = 62,05/4 = 15,51мин^-1.

Мощности, передаваемые валами привода, кВт:

P₁ = P_Эп*₁*₅ = 6,24*0,99*0,98 = 6,05 кВт;

P₂ = P₁*₂*₅= 6,05*0,99*0,96 = 5,75 кВт;

P₃ = P₂*₃*₅ = 5,75*0,99*0,97 = 5,52 кВт;

P₄ = P₃*₄*₅ = 5,52*0,99*0,96 = 5,25 кВт,

Крутящие моменты на валах привода, Н*м

Т₁ = Р₁*9550/n₁ = 6,05*9550/730 = 79,15 Н*м

Т₂ = Р₂*9550/n₂ = 5,75*9550/282,95 = 194,07 Н*м

Т₃ = Р₃*9550/n₃ = 5,52*9550/62,05 = 849,57 Н*м

Т₄ = Р₄*9550/n₄ = 5,25*9550/15,51 = 3232,59 Н*м

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатого колеса

зубчатый редуктор привод

По таблице 8.8[2] принимаем материал шестерни и колеса Сталь 40Х.Твёрдость шестерни НВ₁=260 единиц, колеса - НВ₂ = 235 единиц. Термо-обработка - улучшение.

Допускаемые контактные напряжения:

Шестерни:

_НР1 = 0,9*_Нlim1*Z_N1/S_H1 = 0,9*590*0,573/1,2 = 253,68 МПа,

Колеса:

_НР2 = 0,9*_Нlim2*Z_N2/S_H2 = 0,9*540*0,6937/1,2 = 280,95 МПа,

где _Нlim1 и _Нlim2 -- пределы контактной выносливости определяем из таблицы П1.1[4],

_Нlim1 = 2* НВ₁+70 = 2*260+70 = 590 МПа;

_Нlim2 = 2* НВ₂+70 = 2*235+70 = 540 МПа;

Z_N1 и Z_N2 - коэффициенты долговечности, определяемые из таблицы П1.2[4],

Z_N1 = , при N_K > N_hlim,

где N_hlim - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости

N_hlim1 = 30* НВ₁^2,4 = 30*260^2,4 = 18,75*10⁶

N_hlim2 = 30* НВ₂^2,4 = 30*235^2,4 = 41,71*10⁶

N_k-расчётное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки

N_K1 = 60*n₁*c*t = 60*282,95*1*24120 528,23*10⁶

N_K2 = 60*n₂*c*t = 60*62,05*1*24120 = 132,06*10⁶

Z_N1 = =0,573;

Z_N2 = = 0,6937;

S_H1=S_H2=1,2 - коэффициенты запаса прочности при однородной структуре зуба;

Передачи:

_НР = 0,45*(_НР1+ _НР2) = 0,45*(253,68+280,95) = 240,58 МПа;

Допускаемые напряжения изгиба:

Шестерни:

_FP1 = _Flim1*Y_N1*Y_A1 / S_F1 = 445*0,44*1/2,2 = 91 МПа,

колеса:

_FP2 = _Flim2*Y_N2 *Y_A2/ S_F2 = 411,25*0,56*1/2,2 = 104,68 МПа,

где _Flim1 и _Flim2 -- пределы изгибной выносливости, определяемые из таблицы П1.3 [4]:

Для Стали 40Х _Flim = 1,75* НВ,

_Flim1 = 1,75*260 = 455 МПа;

_Flim2 = 1,75*235 = 411,25 МПа;

Y_A1 и Y_A2 - координаты, учитывающие влияния двухстороннего приложения нагрузки к шестерни и колесу. При односторонней нагрузке Y_A=1

Y_N1 и Y_N2 - коэффициенты долговечности определяем из таблицы П1.4[4],

Y_N =

Y_N1 = = 0,44;

Y_N2 = = 0,56;

6 - для зубчатых колёс с односторонней структурой материала;

N_fg - базовое число циклов перемены напряжений, N_F = 4*10⁶;

N_k - расчётное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки,

N_k1 = N_K = 528,23*10⁶

N_k2 = N_K = 132,06*10⁶

S_F1 = S_F2 = 2,2 - коэффициенты запаса прочности;

3. Расчет тихоходной зубчатой передачи

Для расчета зубчатой цилиндрической передачи используем следующие исходные данные:

N = 5,75 кВт - передаваемая шестерне мощность;

n₁ = 282,95 мин^-1 - частота вращения шестерни;

n₂⁰ = 62 мин^-1 - желаемая частота вращения колеса;

n_2D = 1.18 мин^-1 - допустимое отклонение частоты вращения колеса от желаемой;

t = 24120 час - число часов работы передачи за расчетный срок службы.

3.1 Проектный расчет передачи

Коэффициент нагрузки передачи К = 1,1;

Расчётный момент на шестерне Т₁ = 9550*N*K / n₁ = =9550*5,75*1.1/282,95 = 213,48 H*м

Предполагаемое передаточное число u⁰ = n₁/n₂⁰ = 282,95/62 = 4,56;

Предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно её начального диаметра _bd⁰ выбираем из таблицы П1.5 [4]. Для НВ<350 единиц _bd⁰= 0,95;

Предполагаемое межосевое расстояние:

a_w⁰ = 675*(u⁰+1)/2 *=

= 675*(4,56+1)/2* = 315,08мм

Желаемое межосевое расстояние а_wg а_w⁰ 315 мм;

Допустимое отклонение межосевого расстояния: 3,15 а_w 31,5мм;

Предполагаемый начальный диаметр шестерни:

d_w1⁰ = 2*а_wg/(u⁰+1)=2*315/(4,56+1) = 113,31 мм;

Предполагаемая рабочая ширина b_w⁰ = _bd⁰ * d_w1⁰ = 0,95*113,31 = =107,6480 мм;

Рабочая ширина b_w b_w⁰ 108 мм;

Число зубьев шестерни Z₁ = 28;

Число зубьев колеса Z₂ = Z₁* u⁰ = 28*4,56 = 128;

Угол наклона линии зуба = 9;

Предполагаемый модуль m⁰=2*а_wg*cos/(Z₁+ Z₂) = 2*315*cos9/(28+128)= = 3,99 мм;

Выбираем значение модуля m из ряда по СТ СЭВ 310-76 m = 4,0мм;

Коэффициенты смещения выбираются исходя из неравенств 17 Z₁20 и u⁰3,5:X₁ = 0,5; X₂ = --0,5.

3.2 Расчёт геометрических параметров

Передаточное число u = Z₂/Z₁ = 128/28 = 4,57;

Сумма чисел зубьев Z = Z₁+Z₂ = 28+128 = 156;

Частота вращения колеса n₂ = n₁/u = 282,95/4,57 = 61,91 мин^-1;

Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой: n_2R = n₂-

- n₂⁰ = 61,91-62= 0.09 мин^-1;

Торцовый угол профиля _t = arctg (tg / cos) = arctg (tg20/cos9)=20,23;

Сумма коэффициентов смещений Х=Х₁+Х₂ = 0,5-0,5 = 0;

Угол зацепления inv _tw = _t; inv_tw = tg20,23 - 3,14/180 = 0.0155

Межосевое расстояние а_w=(Z*m/2*cos)*(cos_t/cos_tw) = (156*4/(2*cos9))*1 = 315,89 мм;

Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого:

а_R = а_w - а_wg = 315,89 - 315 = 0,89мм < а_w =3,25мм;

Делительный диаметр шестерни d₁ = m*Z₁ / cos = 5*28/cos9 = 113,40мм;

Делительный диаметр колеса d₂ = m*Z₂/cos = 5*128/cos9 = 518,38мм;

Начальный диаметр шестерни d_w1= 2*а_w* Z₁/Z = 2*315*28/156=113,08мм;

Начальный диаметр колеса d_w2 = 2*а_w* Z₂/ Z= 2*315*128/156 = 516,92мм;

Основной диаметр шестерни d_b1 = d₁*cos_t = 113,08*cos20,23 = 106,1мм;

Основной диаметр колеса d_b2 = d₂*cos_t= 516,92*cos20,23 = 485,03мм;

Диаметр вершин зубьев шестерни d_a1= d₁+2*m*(h_a^*+X₁) = =113,08+2*4(1+0,5) = 125,08мм;

Диаметр вершин зубьев колеса d_a2= d₂+2*m*(h_a^*+X₂) = 516,92+2*4(1-0,5)= = 520,92мм;

Диаметр впадин зубьев шестерни d_f1= d₁-2*m(h_f^*-X₁)= 113,08-2*4(1,25-0,5) = 107,08мм;

Диаметр впадин зубьев колеса d_f2= d₂-2*m(h_f^*-X₂)= 516,92-2*4(1,25+0,5) = = 502,92мм;

Коэффициент наименьшего смещения шестерни

Х_MIN=h_i^*-h_a^*-sin²_t/(2*cos)*Z₁ = 2-1- sin²20,23/(2*cos9)* 28 = -0,69

Основной угол наклона _b = arcsin(sin*cos) = arcsin(sin9 * cos20) = =8,45

Основной окружной шаг P_bt = *m *cos_t/cos = 3,14*4* cos20,23/sin9= =11,94мм;

Осевой шаг P_X = *m/sin = 3,14*4/sin9⁰ = 80,33мм;

Угол профиля зуба шестерни в точке на окружности вершин:

_a1 = arccos(d_b1/d_a1) = arccos(106,1/125,08) = 31,.98

Угол профиля зуба колеса в точке на окружности вершин:

_a2 = arccos(d_b2/d_ф2) = arccos(485,03/520,92) = 21,39

Коэффициент торцового перекрытия:

= (Z₁*tg_a1+ Z₂*tg_a2 - Z*tg_tw)/(2*) = (28*tg31,98+128*tg21,39 - 156*tg20,23)/(2*3,14) = 1,61

Коэффициент осевого перекрытия:=b_w/P_X = 108/80,33 = 1,34

Коэффициент перекрытия: = + = 1,61+1,34 = 2,95

Средняя суммарная длина контактных линий: l_mb_w*/cos_b 108*1,61/cos8,45 175,79 мм

Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий:k = 1 - (1-n)(1-n)/(+ ) = 1 - (1-0,161)(1-0,134)/(1,61*1,34) = 0,66

Наименьшая суммарная длина контактных линий: l_min=k*l_m = =0,66*175,79= 116,02;

Число зубьев шестерни и колеса, охватываемых нормалемером:

Z_n1,2 = Z_1,2/(tg_X1,2/cos²_b-2*X_1,2*tg/Z_1,2-inv_t)+0,5,

где _X1,2 = arccos(Z_1,2*cos_t /(Z_1,2+2*X_1,2*cos));

_X1 = arccos(28*cos20,23/(28+2*0,5 * cos9)) = 25;

_X2 = arccos(128*cos20,23/(128-2*0,5*cos9)) = 18,98;

Z_n1 = 28/3,14(tg25/cos²8,45-2*0,5*tg20/28-0,0155)+0,5 = 4,49 4;

Z_n2 = 128/3,14(tg18,98/cos²8,45+2*0,5*tg20/128-0,0155)+0,5 =14,31 14;

Длина общей нормали шестерни и колеса:

W_1,2 = [*(Z_n1,2 - 0,5) +2*X_1,2*tg+Z_1,2*inv_t]*m*cos; = [3,14*(4-0,5)+2*0,5*tg20+287*0,0155]*4*cos20 = 44,33мм;

W₂ = [3,14*(14-0,5) + 2*0,5*tg20 + 128*0,0155]*4*cos20 = 165,5мм;

3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость

Удельная расчётная окружная сила

_t = F_t / b_w = 3775,73/108 = 34,96 Н/мм

где F_t=2000*T₁/ d_w1 = 2000*213,48/113,08 = 3775,73Н - расчётная окружная сила,

Коэффициент, учитывающий норму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

Z_H = =1/cos_t=1/cos20,23=2,47;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Z= = 0,79

Расчётные контактные напряжения:_H = 190* Z_H* Z* = =190*2,47*0,79= 235,12 MПа;

Необходимо выполнение следующего условия:0,7*_{HP H HP}

170,81_H244,01

Условие выполняется.

3.4 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Z₁ = Z₁/cos³ = 28/cos³9 = 29;

Z₂= Z₂ / cos³ = 128/cos³9 = 133;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, шестерни и колеса:

Y_FS1,2 = 3,47+13,2/Z_1,2 - 27,9*X_1,2/Z_1,2+0,092*X²_1,2

Y_FS1 = 3,47+13,2/29 - 27,9*0,5/29 + 0,092*0,5² = 3,47;

Y_FS2 = 3,47+13,2/133+27,9*0,5/133 + 0,092*0,5² = 3,7;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба: Y = 1-*/ 120 =

=1 - 1,34*9/120 = 0,90;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Y = 2*a_W*cos/(m*Z)/(*k) = 2*315*cos9/(4*156*1,61*0,66) = 0,94;

Расчётные напряжения изгиба зубьев шестерни:

_F1=Y_FS1*Y*Y*_t/m = 3,47*0,9*0,94*34,96/4 = 25,66 МПа;

Необходимо выполнение следующего условия: 0,25*_{FP1 F1 FP1,}

22,75_F191. Условие выполняется.

Расчётные напряжения изгиба зубьев колеса:

_F2=Y_FS2*Y*Y*_t/m = 3,7*0,9*0.94*34,96/4 = 27,35 МПа;

Необходимо выполнение следующего условия: 0,25*_{FP2 F2 FP2}

26,17_F2104,68. Условие выполняется.

4. Расчёт других передач привода

Привод цепного конвеера, помимо тихоходной цилиндрической передачи в корпусе редуктора, имеет быстроходную коническую зубчатую передачу.

4.1 Расчёт быстроходной конической зубчатой передачи с помощью ПЭВМ

Исходные данные:

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ НА ШЕСТЕРНЕ Т₁ = 49,15 Н м

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ НА КОЛЕСЕ Т₂ = 192,57 Н м

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ШЕСТЕРНИ n₁ = 730,00мин^-1

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ КОЛЕСА n₂ = 285,60мин^-1

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО u = 2,56

Расчет основных параметров передачи

РАСЧЕТНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ d`_m1 = 115,97мм

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС b = 46,39мм

УГОЛ ДЕЛИТЕЛЬНОГО КОНУСА ШЕСТЕРНИ д`₁ = 21,19

ВНЕШНЕЕ КОНУСНОЕ РАССТОЯНИЕ R`_e = 183,64мм

ВНЕШНИЙ ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ d`_e1 = 132,74мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z₁ = 22

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z₂ = 57

ДЕЙСТВИТЕЛЬНОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО u_Д = 2,59

ДЕЙСТВИТЕЛЬНАЯ ВЕЛИЧИНА УГЛА ДЕЛИТЕЛЬНОГО КОНУСА ШЕСТЕРНИ д₁ = 21,10,

ДЕЙСТВИТЕЛЬНАЯ ВЕЛИЧИНА УГЛА ДЕЛИТЕЛЬНОГО КОНУСА КОЛЕСА д₂ = 68,90

ВНЕШНИЙ ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ d_e1 = 132,00мм

ВНЕШНИЙ ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР КОЛЕСА d_e2 = 342,00мм

ВНЕШНИЙ ДИАМЕТР ВЕРШИН ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ d_ae1 = 143,20мм

ВНЕШНИЙ ДИАМЕТР ВЕРШИН ЗУБЬЕВ КОЛЕСА d_ae2 = 346,32мм

ВНЕШНИЙ ДИАМЕТР ВПАДИН ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ d_fe1 = 118,57мм

ВНЕШНИЙ ДИАМЕТР ВПАДИН ЗУБЬЕВ КОЛЕСА d_fe2 = 336,82мм

ДЕЙСТВИТЕЛЬНОЕ ВНЕШНЕЕ КОНУСНОЕ РАССТОЯНИЕ R_e = 183,29мм

СРЕДНИЙ МОДУЛЬ ЗАЦЕПЛЕНИЯ m_m = 5,24

СРЕДНИЙ ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ d_m1 = 110,00мм

СРЕДНИЙ ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР КОЛЕСА d_m2 = 285,00мм

5. Расчет валов

5.1 Проектный расчет валов редуктора

Исходя из крутящих моментов на валах, конструктивно назначаем следующие диаметры валов:

? для быстроходной конической вал-шестерни (Т = 79,15 Н*м) ? диаметр под муфту d_м = 42мм, диаметр под подшипники d_п = 60мм,

? для промежуточной цилиндрической вал-шестерни (T = 194.07 Н*м) ? диаметр под коническим колесом d_k = 45мм, диаметр под подшипником d_п = =40мм,

? для тихоходного вала (Т = 849,57 Н*м) ? диаметр под цилиндрическим колесом d_k = 75мм, диаметр под подшипником d_п = 70мм, диаметр под звездочку d_з= = 62мм.

5.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора

Материал вала ? сталь 45, улучшенная, у_в =750 МПа у _т =450 МПа.

Оцениваем приближенно диаметр вала под колесом

По формулам 8.26[6] определяем силы действующие в зацеплении и исходя из конструкции вала назначаем его основные размеры:

F_t = 2000Т₁ /d₁ = 2000*213,48/113,08 = 3776 Н,

F_a = F_t tg = 3776*tg9 = 598 H,

F_r =F_t*tg_tw = 3776*tg20,23 = 1391 H,

l = 269мм, a = 178мм, b = 91мм, с = 126мм.

Допуская радиальная нагрузка на выходном конце вала:

где T = 849,57 H*м - момент на выходном валу;

Определяем реакции на опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов

Вертикальная плоскость:

M_A = B*l + F_a*d/2 - F_r*a = 0;

B₁ = (F_r*a - F_a*d/2)/l = (1391*178 - 598*518/2)/269 = 344,7 Н;

где d/2 = 518 мм - делительный радиус;

M_В = A₁ *l -F_r*b -F _a*d/2 = 0;

A₁ = (F_r*b + F_a*d/2)/l = (13,91*91+598*518/2)/269 = 1046,3 Н;

Выполним проверку правильности нахождения реакций опор:

Y = 0; A₁ + B₁ - F_r = 0; 1046,3 + 344,7 - 1391 = 0; 0=0; Верно.

Горизонтальная плоскость:

M_A = B₂ *l - F_t*a + F_m (c + l) = 0;

B₂ = (F_t*a - F_m*с)/l = (7287*126 + 3776*91)/296 = - 8201,6 Н;

M_В = A₂*l - F_М*c - F_t*b = 0;

A₂ = (F_m*с + F_t*b)/l = (3776*91 + 7387*126)/269 = 4690,6 Н;

Выполним проверку правильности нахождения реакций опор:

Y = 0; A₂ + B₂ + F_m - F_t = 4690,6 - 8201,6 + 7287 - 3776 = 0; 0=0; Верно.

Подсчитываем два предполагаемых опасных сечения (сечение I-I - под колесом, ослабленное шпоночным пазом, и сечение II - II, ослабленное галтелью)

Сечение I-I:

Изгибающий момент

Напряжения изгиба и кручения соответственно

_и = М_I/W_и = 885,45*10³/(0,1*75³) = 21 МПа,

_a = T/W_p =849,57*10³/(0,2*75³) = 10,07 МПа.

Пределы выносливости:

_-1 = 0,4*_В = 0,4 * 750 = 300 МПа - при изгибе;

_-1 = 0,2 *_В = 0,2 * 750 = 150 МПа - при кручении;

_В - предел прочности, для стали 45 _В = 750МПа.

По табл. 15.1[6] для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении: К = 1,7, К = 1,4. По графику, рис.15.5[6] (кривая 1) масштабный фактор: К_d = 0,74. По графику, рис.15.6[6] фактор шераховатости поверхности К_F = 1. Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости для данной стали: =0,1; =0,05.

Амплитуда переменных составляющих циклов (_a и _a) и постоянные составляющие (_м и _м)

_м = 0;

_а = М_I/(0,1*d³) =855,45*10³/(0.1*75³) = 21 МПа;

_м = _a = 0,5T/(0,2*d³) = 0,5*849,57*10³/(0,2*75³) = 5,03 МПа;

Запасы сопротивления усталости и по кручению соответственно

S = _-1/(К*_а/(К_FК_d) + *_m) = 300/(21*1,7/(1*0,67) + 0) = 6,22;

S = _-1/ (К*_а/(К_FК_d) + *_m) = 150/(5,03*1,4/(1*0,74) + 0,05*5,03) = 15,36;

Производим аналогичный расчет для сечения II

М_II = F_mc = 7287*126 = 918,16*10³ Н*мм;

_и = М_II/W_и = 918,16*10³/(0,1*70³) = 26,77 МПа,

_a = T/W_p =849,57*10³/(0,2*70³) = 10,07 МПа.

S = _-1/(К*_а/(К_FК_d) + *_m) = 300/(26,77*1,85/(1*0,76) + 0) = 4,6;

S = _-1/ (К*_а/(К_FК_d) + *_m) = 150/(5,03*1,4/(1*0,76) + 0,05*5,03) = 15,76;

Так как S_I >S_II, то делаем вывод, что больше напряжено сечение II - II.

Проверяем статическую прочность при перегрузках (при перегрузках напряжения удваиваются, т.о. для сечения II - II _и = 53,4 МПа, _a = 24,76 МПа).

6. Выбор подшипников

Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижения КПД механизма потери в подшипниках должны быть минимальными. От качества подшипников в значительной степени зависят работоспособность и долговечность работ. На долговечность подшипников также влияет их смазка, количество которой невелико. Подшипниковые узлы необходимо тщательно защищать от попадания пыли и грязи. Тип подшипника выбираем в зависимости от нагрузки, её направления и характера действия на опору. При этом учитываем требуемую жёсткость опоры, недопустимость перекоса от несоосности посадочных мест или прогибов валов, способ фиксации связанных с опорами деталями, обеспечение удобства монтажа и, если требуется, регулировка. Для опор валов цилиндрических косозубых колёс редуктора применим шариковые радиально-упорные подшипники лёгкой серии, так как на опоры действуют одновременно радиальные и осевые нагрузки.

6.1 Проверочный расчёт подшипников тихоходного вала редуктора

Реакции опор

F_a = 598 Н и направлена в сторону левой опоры.

Учитывая сравнительно не большое значение F_a назначаем шариковые подшипники средней узкой серии, тип46312К, С = 100 кН, С₀ = 65,3 кН

Предварительно находим: F_a/ С₀ = 598/65300 = 0,0092, в соответствии с этим по табл.16.5[6] e = 0,3.

Т.к. вращается внутреннее кольцо, то коэффициент вращения V = 1

F_a/(V* F_r) = 598/(1*8209) = 0,07 < e = 0,3

При этом Х = 1,Y = 0, по рекомендации к ф. 16.29[6] принимаем К = 1,3; К= =1.

Условная радиальная сила P_r = (X V F_r + Y F_a) K K_T = 1,3 F_r = 1,3*8309 = =10671,7 Н

Эквивалентная долговечность L_he = м_H*L_H = 0,25*24120 = 50000ч,

Где м_H = 0,25 - коэффициент режима нагрузки, L_H = 24120 - суммарное время работы.

L_E = 60*10^-6 n* L_he = 60*10^-6 62,05*50000 = 186,15

Динамическая грузоподъемность:

где a₁ = a₂ = 1, табл.16.3[6].

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности по ф. 16.33[6], при X₀ = 0,5; Y₀ = 0,35 c учетом двух кратной перегрузки

P₀ = 2(X₀ F_r + Y₀ F_a) = 2(0,5*8209 + 0,35*598) = 8627,6 < C₀ = 65300Н.

Условие соблюдается и подшипник подходит для работы в данном изделии.

7. Расчёт шпоночных соединений

Шпоночные соединения служат для закрепления деталей на осях и валах.

Такие соединения нагружаются в основном вращающим моментом.

Соединение призматическими шпонками ненапряжённое. Оно требует изготовление вала и отверстия с большой точностью. Момент передаётся с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия _СМ, а в продольном сечении шпонки напряжения среза . Для упрощения расчёта допускают, что шпонка врезана в вал наполовину своей высоты, напряжения _СМ распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующих этих напряжений равно d/2. Рассматривая равновесие вала или ступицы при этих допущениях, получаем условие прочности в виде:

_СМ = 4*Т/(h*l_p*d) [_СМ],

= 2*T/(b* l_p*d) [],

где Т - момент на валу, Н*м;

b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

l_p - рабочая длина шпонки, мм;

d - диаметр вала, мм;

[_СМ] - допускаемые напряжения смятия, МПа; По рекомендациям с.91[7] [_СМ] = =130…180 МПа - при среднем режиме использования редукторов. Принимаем [_СМ]=170 МПа;

[] - допускаемые напряжения среза, МПа, [] = 100 МПа;

Быстроходная коническая вал-шестерня. Сечение шпонки на входном конце вала:

d = 42 мм; b = 12 мм; h = 9 мм; l_p = 55 мм; Т = 79,15 Н*м;

_СМ = 4*79,15*10³/(9*55*42) = 15,23МПа < [_СМ] = 170 МПа

= 2*79,15*10³/(12* 55*42)= 5,71 МПа < [] = 100 МПа;

Условие выполняется.

Промежуточная цилиндрическая вал-шестерня. Сечение шпонки под коническим колесом вала:

d = 40 мм; b = 12 мм; h = 9 мм; l_p = 60 мм; Т = 194,07 Н*м;

_СМ = 4*195,07*10³/(8*60*40) = 40,64 МПа < [_СМ] = 170 МПа;

= 2*195,07*10³/(12* 60*40) = 13,57 МПа < [] = 100 МПа;

Условие выполняется.

Тихоходный вал. Сечение шпонки под колесом вала:

d = 75 мм; b = 20 мм; h = 12 мм; l_p = 98 мм; Т = 849,57 Н*м;

_СМ = 4*849,57*10³/(12*98*75) = 38,53 МПа [_СМ] = 170 МПа;

= 2*849,57*10³/(20*98*75) = 11,56 МПа [] = 100 МПа;

Условие выполняется.

Сечение шпонки на выходном конце вала:

d = 62 мм; b = 18 мм; h = 12 мм; l_p = 82 мм; Т = 849,57 Н*м;

_СМ = 4*849,57*10³/(12*82*62) = 55,7 МПа < [_СМ] = 170 МПа;

= 2*849,57*10³/(18*82*62) = 18,57 МПа < [] = 100 МПа;

Условие выполняется.

8. Выбор и расчёт муфт

Упругая втулочно-пальцевая муфта (МУВП) - одна из самых распространённых и имеет много разновидностей. Наиболее широкое её применение имеет в приводах для присоединения электродвигателей. Простота изготовления, монтажа и замены изнашивающихся резиновых втулок дают ей преимущество перед многими другими конструкциями, несмотря на её недостатки. МУВП имеет сравнительно жёсткую характеристику из-за небольшого объёма деформируемых упругих элементов (резиновых втулок). Достаточно чувствительна к смещению валов, хотя и допускает радиальное смещение в пределах 0,3…0,4 мм, угловое - до 1 и значительное осевое - до 5 мм.

Муфта выбирается по расчётному моменту. Проверка осуществляется для резиновых втулок по напряжениям смятия, а пальцев - по изгибу, как консольных балок, закреплённых в полумуфте.

Упругие элементы проверяются на смятие по формуле стр.314 [1]:

_СМ = 2*10³ Т_к/(Z_c*D₀*d_П*l_ВТ)[]_СМ;

где Т_к = 79,15 Н*м - вращательный момент;

Z_c = 4 - количество пальцев;

D₀ = 115мм - диаметр окружности расположения пальцев;

d_П = 15мм - диаметр пальца;

l_ВТ = 20 мм - длина упругого элемента;

[]_СМ = 2,0 МПа - допускаемые напряжения, стр.314 [1];

_СМ = 2*10³ *79,15/(4*115 *20 * 15) = 1,14 []_СМ = 2;

Условие выполняется.

Пальцы муфты изготавливают из Стали 45 и рассчитывают на изгиб

по формуле стр. 314 [1]:

_И = 2*10³ Т_к (0,5* l_ВТ + С)/(Z_c*D₀ *0,1d_П³) []_И;

где С = 5 мм - зазор между полумуфтами;

[]_И = 60…80 Мпа - допускаемые напряжения изгиба, стр.314 [1];

_И = 2*10³ *79,15 (0,5* 20 + 5)/(4*115*0,1*15³) = 15,29 []_И

Условие выполняется.

9. Смазка редуктора

Для уменьшения потерь на трение в зацеплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждение зубчатых колёс, удаления продуктов износа и предохранения от коррозии применяем один из способов смазки - картерный (окунанием). Такой способ является наиболее простым и надёжным и применяется при окружной скорости колёс до 15 м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубьев колёс.

При такой смазке объём масляной ванны редуктора принимается 0,4...0,8 л. масла на 1 кВт передаваемой мощности, однако при этом толщина слоя масла под зубчатыми колёсами должна быть не менее двух толщин стенки корпуса.

Уровень масла в корпусе при картерной смазке контролируется с помощью маслоуказателя.

При работе передач температура масла и воздуха может повышаться и увеличиваться давление в корпусе, что вызывает просачивание масла через уплотнения и стыки. Для выравнивания давления в корпусе и во внешней среде применяются отдушины.

Список используемых источников

1 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 1998 - 447с

2 Кузьмин А.В. и др. Расчёты деталей машин - 3-е изд., перераб. - Мн.: Высшая школа, 1986 - 400с

3 Проектирование узлов и деталей машин. Техническое предложение и эскизный проект. Ч.1: Методические указания по разработке конструкторской документации при проектирование узлов и деталей машин. Могилёв: ММИ, 1997 - 24с

4 Расчёт цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ в режиме диалога. Методические указания. Могилёв: ММИ, 1992 - 23с

5 Курсовое проектирование деталей машин: Спров. Пособие. Ч.1/ Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Калачев В.Ф. и др. - Мн.: Высшая школа, 1982 - 208с

6 Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. Вузов.

7 Детали машин в примерах и задачах: Под общей редакцией Ничипорчика С.Н. - 2-е изд. - Мн.: Высшая школа, 1981 - 432с.

Размещено на Allbest.ru

...