Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство науки и образования РФ

ФГАОУ ВПО «Уральский Федеральный Университет имени первого президента России Б.Н. Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

Курсовой проект

Привод технологического оборудования

Студент

Борисенко О.А.

Екатеринбург 2014



Задание на проектирование

Спроектировать привод технологического оборудования

Технические условия

Мощность на ведомом валу, кВ - 4;

Частота вращения ведомого вала, об/мин - 200;

Режим работы - Средний равновероятный;

Реверсивность - реверсивная;

Продолжительность включения ПВ, % - 25;

Срок службы в годах, L г - 8;

Коэффициент использования привода в течение года, К г - 0.8;

Коэффициент использования привода в течение суток, К с - 0.7;

Тип зубчатой передачи - косозубая;

Тип ременной передачи - клиноременная.

Кинематическая схема

1. Электродвигатель;

2. Ременная передача;

3. Зубчатый редуктор;

4. Исполнительный механизм;

1 - Ведущий вал зубчатой передачи;

2 - Ведомый вал зубчатой передачи (выходной вал).



Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Частота вращения вала двигателя

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.3 Проектный расчет передачи

2.4 Проверочный расчет передачи

2.5 Силы в зацеплении

3. Расчет ременной передачи

4. Расчет валов

4.1 Расчет быстроходного вала

4.2 Расчет тихоходного вала

5. Выбор подшипников

5.1 Расчет подшипников быстроходного вала

5.2 Расчет подшипников тихоходного вала

6. Расчет шпоночного соединения

6.1 Расчет шпонок тихоходного вала

6.2 Расчет шпонки быстроходного вала

Заключение

Список используемой литературы



Введение

Объектом расчетов и проектирования является привод технологического оборудования, состоящий из двигателя, ременной передачи и одноступенчатого цилиндрического редуктора. Зубчатые редукторы подобного типа широко используются в приводе различных машин (транспортеры, металлорежущие станки и т.д.). Рассматриваемый привод служит для передачи крутящего момента на исполнительный механизм.

Для проектирования редуктора выполнены проектные и проверочные расчеты зубчатых передач.

На основе эскизного проектирования полученные данные для прочностных расчетов валов и подшипников качения. Расчеты, выполненные на основании современных подходов по проектированию зубчатых передач с использованием критерия работоспособности - прочности по контактным напряжениям.



1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность двигателя:

Ртр.дв. = Pвв/зо = 4/0,92 = 4,348 кВт ,

Где зо - общий КПД привода:

зо = зрп•зпп•ззп•зпп =0,96•0,98•0,992 = 0,92 ,

где зрп = 0,96 - КПД ременной передачи;

ззп = 0,98 - КПД зубчатой передачи;

зпп = 0,99 - КПД одной пары подшипников качения.

Максимально возможная частота вращения двигателя :

здв.max = n2•u max = 20015 = 3000 об/имн.

По ГОСТ 19523-81принимаем электродвигатель 100L2 с ближайшей большей стандартной мощностью Р = 5.5 кВт, синхронной частотой вращения nс = 3000 мин-1 и скольжением S = 3.4 %.

1.2 Частота вращения вала двигателя

nдв = nс(1-) = 3000(1- ) = 2898 (мин-1)

Общее передаточное число привода



uо = nдв/n2 = 2898/200 = 14.49

Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора выбираем из диапазона 2.5 < u < 5 c округлением до стандартного значения. Примем uзуб = 5

Передаточное число ременной передачи

uрем = uо/ uзуб = 14.49/5 = 2.898

Частоты вращения валов

n1 =nдв= 2898 мин-1;

n2 = n1/ uрем = 2898/2,898 = 1000 мин-1;

n3 = n2/ uзуб = 1000/5 = 200 мин-1.

Мощности на валах

P1 = Pдв.тр. = 4,348 кВт;

P2 = Pдв.тр.• зрп = 4,348•0,97 = 4,218 кВт;

Р3 = Р2• зпп• ззп = 4,218•0,99•0,98 = 4,092 кВт.

Крутящие моменты, передаваемые валами

Крутящий момент на валу:

T1 = 9550•P1/n1= 9550•4,348/2898 = 14,335 Н·м;

T2 = 9550•P2/ n2 = 9550•4,218/1000 = 40,282 Н·м;

T3 = 9550•P3/ n3 = 9550•4,092/200 = 195,393 Н·м.



2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Материал шестерни:

· Марка стали - 45

· Термообработка - нормализация

· Твердость поверхности - 179…207 HB;

НBср=(179+207)/2=193 НВ

· Базовое количество циклов напряжений NHO=9.17 млн.

Материал колеса:

· Марка стали - 35

· Термообработка - нормализация

· Твердость поверхности - 163…192 НВ

· НВср= 177,5 НВ

· Базовое количество циклов напряжений NHO=2,5 млн.

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

у HPj = уHlimj ·KHLj/SHj

Пределы контактной выносливости найдем по формулам рис. 2.1:



Рисунок 2.1Данные для расчета допускаемых контактных напряжений

уHlim1 = 2 HBср1+70 = 2•193+70 = 456 МПа

уHlim2 = 2 HBср2+70 = 2•177.5+70 = 425 (МПа)

Коэффициенты безопасности: SH1 = 1,1 ;SH2 = 1,1

Коэффициенты долговечности:

KHLj =

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений (по табл.1.1) NHO1= 23,5 *106, NHO2= 16,8 *106

Эквивалентные числа циклов напряжений:

NHEj = µh•NУj,

Рисунок 2.2 Коэффициенты эквивалентности для типовых режимов нагружения



где µh = 0.125- коэффициент эквивалентности для среднего равновероятного режима работы (рис. 2.2).

Суммарное число циклов нагрузки :

NУ1 = 60 • n2 • 24 • Kc • 365 • Kг • Lг • ПВ = 60 • 1000 • 24 • 0,7 • 365 • 0,8 • 5 • 0,25 = 367920000 = 367,92·106,

NУ2 = 60 · n3 · 24 · Kc · 365 • Kг • Lг • ПВ = 60 · 200 · 24 · 0,7 · 365 · 0,8 · 5 · 0,25 = 73584000 = 73,584·106,

NHE1 = 0,25·367,92·106 = 91,98·106

NHE2 = 0,25·73,584·106 = 18,396·106

Поскольку NHE1 > NHO1, примем KHL1 = 1.

Поскольку NHE2 > NHO2, примем KHL2 = 1.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса :

у HP1 = = = 414,546 МПа;

у HP2 = = = 386,364 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для зубчатой пары:

у HP = 0,45(у HP1+ у HP2) = 0,45(414,546+386,364) = 360,41 МПа

у1HP = 1,23• у HPmin = 1,23•386,364 =475,228 Мпа

Принимаем минимальное значение у HP=360,41 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

у FPj =

Пределы изгибной выносливости зубьев определим по формулам рис.2.3:

Рисунок 2.3 Данные для расчета допускаемых напряжений изгиба

у lim1= 1,75 HBср1 = 1,75·193 = 337.75 МПа;

у lim2 = 1,75 HBср2 = 1,75•177.5 = 310.625 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: SF1 = 1,7; SF2 = 1,7.

Коэффициенты, учитывающие двухстороннее приложение нагрузки, для реверсивного привода: KFC1 = 0.65; KFC2 = 0.65.

Коэффициенты долговечности:

KFLj = 1

Где qj - показатель степени кривой усталости, q1 = 6; q2 = 6 (рис 2.2).

NFO = 4*106 - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов при изгибе:

NFEj = µFj·N?j

Где µF1 = 0,14; µF2 = 0,14 - коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы (табл.3.1)



NFE1 = 0.14·367.92·106 = 51.509·106;

NFE2 = 0,14·73.584·108 = 10.302·106 .

Поскольку NFE1> NFO, то принимаем КFL1 = 1.

Поскольку NFE2> NFO, то принимаем КFL1 = 1.

Допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

у FP1 = =198.677 МПа;

у FP2 = = 182.721 МПа.

2.3 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

aw = Ka(uз.п.+1) =410(5-1) = 152.08 мм.

где Ka = 410.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,315 для симметричном расположении шестерни относительно опор.

Коэффициент контактной нагрузки = 1,2

Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего большего стандартного значения по ГОСТ 2185-66: aw =160 мм

Модуль числа зубьев колес и коэффициенты смещения

mn = (0,01…0,02)aw = (0,01…0,02)160 = 1.6…3.2 мм

Принимаю стандартный модуль mn =2 мм по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев передачи:



ZУ = = = 156.5

Округляем полученное значение до ближайшего целого значения ZУ= 157.

Уточненный делительный угол наклона зуба:

в = arccos = arccos = =110 6' 43”

Число зубьев шестерни:

Z1 = = = 26.167

Округляем полученное значение до ближайшего целого числа Z1= 26.

Число зубьев колеса:

Z2 = ZУ- Z1 = 157- 26 = 131.

Фактическое передаточное число:

uф = = = 5.039.

Относительная отличие фактического передаточного числа от номинального:

uф = 100 = 100 = 0.769 % < 4%

Ширина зубчатых венцов и диаметр колес

Ширина зубчатого венца колеса:

bW2 = •aW = 0,315•160 = 50.4 мм,

Округляем полученное значение до ближайшего из ряда нормальных размеров по ГОСТ 6636-69:

bW2 =50, bW1 = 55.

Диаметр окружности зубчатых колес:

d1 = = = 52,994 мм;

d2 = = = 267,006 мм.

Окружности вершин зубьев:

da1 =d1+2m(1+x1) = 52.994+2•2 = 56.994 мм;

da2 =d2+2m(1+x2) = 267.006+2•2 = 271,006 мм.

Окружностей впадин зубьев:

df1 = d1-2m(1,25-x1) = 52.994-2•2•1,25 = 47.994 мм;

df2 = d2-2m(1,25-x1) = 267,006-2•2•1,25 = 262,006 мм.

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

V = = = 2.775 м/с,

Принимаем степень точности nст = 8 (рис. 2.4).



Рисунок 2.4 Степень точности передачи

2.4 Проверочный расчет передачи

Проверка контактной прочности зубьев

ун = унр,

где Zу = 8400.

Коэффициент контактной нагрузки:

KH = KHбKHвKHV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

KHб = 1+A(nст-5)Kw = 1+0.15(8-5)0,093 = 1,042

Где А = 0.15.

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев :

Kw = 0,002НВ2+0,036(V-9) = 0,002•177.5+0,036(2.775-9) = 0,131.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса:



KHв = 1+(К0Нв-1)КW = 1+(1,03755-1)0,131 = 1,005,

Где К0Нв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения К0Нв найдем коэффициент ширины венца по диаметру:

Шbd = 0,5 Шbа(u+1) = 0,5•0,315(5.039+1) = 0.951.

По полученному значению Шbd методом линейной интерполяции определили, что К0Нв = 1.03755 (рис. 2.5).

Рисунок 2.5 Коэффициент К0Hв для различных схем передачи

Динамический коэффициент KHV = 1,036 , определили методом линейной интерполяции (рис. 2.6).



Рисунок 2.6 Значение коэффициента KHV

KH = KHбKHвKHV = 1,042•1,004•1,014 = 1,103,

тогда:

ун = = 327.185 МПа

Поскольку ун < унр, выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям:

ун = 100 = 100 = 9,219% < 15 %

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни:

уF1 = YF1YвYе .

Коэффициент формы зуба при Xj =0.



YFj = 3,47+ ,

где ZVJ = - эквивалентное число зубьев.

ZV1 = =27,519 ; ZV2 = = 138,654;

YF1 = 3,47+ = 3,95 ; YF2 = 3,47+ = 3,565.

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность:

Yв = 1- = 1- = 0,889

Коэффициент торцевого перекрытия:

еб = [1,88-3,2( + )]cosв = [1,88-3,2( + )]cos11,113 = 1.7.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Yе = = = 0,588.

Коэффициент нагрузки при изгибе:

КF = КFб•КFв•КFV = 1,45•1,031•1,054 = 1,576;

КFб = 1+0,15(nст-5) = 1+0,15(8-5) = 1,45;

КFв = 0,18+0,82•К0нв = 0,18+0,82•1,03755 = 1,031;

КFV = 1+1,5(КНV-1) = 1+1,5(1,036-1) = 1,054,



тогда:

уF1 = 3,95•0,889•0,588 =44,973 МПа < уFP1

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

уF2 = = = 44.649 МПа < уFP2

2.5 Силы в зацеплении

Окружная сила:

Ft = = = 1520,25 Н.

Распорная сила:

Fr = Ft = 1520,25 563,9 Н.

Осевая сила:

Fa = Ft tgв = 1520,25•tg11,113 = 298,62 Н.



3. Расчет ременной передачи

Р0= 4,34 кВт - мощность на ведомом шкиве;

n0= 2898 об/мин - частота вращения ведущего шкива;

uрп=2,898 - передаточное число ременной передачи;

Определение крутящего момента на ведущем шкиве:

T1 = 9550•P0/n0=9550·4,35/2898=14,335 Н·м

Выбор ремня:

По величине крутящего момента на крутящим шкиве выбираем клиновой ремень по ГОСТ 1284.1-89.

Обознаение - А;

dmin= 90 мм - минимальный диаметр ведущего шкива;

qm=0.105 кг/м - масса одного погонного метра;

h=8 мм - высота сечения;

А= 81мм2 - площадь поперечного сечения одного ремня;

bр= 11 мм - ширина нейтрального слоя;

тип сечения - нормальное.

Определение геометрических размеров передачи:

Диаметр ведущего шкива:

d1 = 40 = 40 = 97,168 мм

принимаем по ГОСТ 17383-73, что d1= 100 мм

Диаметр ведомого шкива:

d2= uрп d1(1-е)= 2,898•100(1-0,015)=285,453 мм

где е = 0,015 - относительное скольжение ремня

принимаем по ГОСТ 17383-73, что d2= 280 мм

Межосевое расстояние и длина ремня:

а= 0,8(d1+d2)= 0,8(100+280) = 304 мм - предварительное значение межосевого расстояния.

L=2a+0.5р(d1+d2)+ =2•304+0,5•3,14(100+280)+=1231,547 мм

Округляем L до стандартного значения: L= 1250 мм .

Принятое значение удовлетворяет ограничениям LminL Lmax

Фактическое межосевое расстояние

А=0,25(L-W+)=0.25(1250-596,903+)=313,635 мм

W=0.5р(d1+d2)=596,903 мм

Y= 2(d1-d2)2=64800 мм2

Угол обхвата ремнем ведущего шкива

б= 1800-57,30 = 180-57,3• = 147,120

Скорость ремня:

V= = = 15.174 (м/с)

Окружное усилие:



Ft= = = 286,7 Н

Частота пробегов ремня:

л= = = 12,139 сек-1

Допускаемое полезное напряжение в ремне:

[уt]= уt0 Cб Cp = 1,928•0,913•0,75=1,32 МПа

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата:

Cб= 1-0,44ln = 0,913

Коэффициент режима работы:

Cp= СH-0.1(nc-1)= 0,85-0.1(2-1)=0.75

Где nc = 2 число смен работы передачи в течении суток;

СH = 0,85- коэффициент нагружения при переменной нагрузке.

уt0= - - 0.001V2 = - - 0.001•15,1742= 1,928 МПа

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне:



Сu= 1,14 - = 1,14-0,14/2,8983,8 = 1,138

Количество ремней в ременной передаче:

Z= = 286,7/(1,138•81•0,95)= 2,82

Полученное значение Z до ближайшего большего числа Z=3. Для этого числа ремней Сz= 0,95.

Сила предварительного натяжения одного ремня:

S0= 0.75 + qmV2 = +0.105•15,1742 = 128,849Н

Сила, действующая на валы передачи:

Fр.п. = 2S0Z•sin = 2•128.849•3•sin() =741.487 Н



4. Расчет валов

4.1 Расчет быстроходного вала

Произведем расчет диаметров и длин ступеней вала. Условно разделим вал на участки (рис.1).

Рисунок 4.1 Быстроходный вал

Участок 1:

Примем [фk]=20 МПа.

Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении:

dВ1 = = =21,6 мм

Полученный диаметр округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69, dW1 = 22 (мм)

где Т - крутящий момент в опасном сечении вала:

T = 40,282 Нм.

l1= 1.5·22=33 мм.



Полученную длину хвостика также округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69, lхв = 34

Участок 2:

d2 = d1 + 5 = 22 + 5 = 27

l2 = L2 - B + n + Lк + y = 55-19-7+18+5= 52 мм

где L2 = 55 мм - ширина фланцев у подшипников;

B=19 мм - ширина подшипника быстроходного вала;

n=7 мм - расстояние от торца подшипника до внутренней поверхности стенки корпуса;

Lk = 18 мм - величина, зависящая от толщины опорной поверхности крышки подшипника, шайбы пружинной и высоты головки болта крепления крышки к корпусу при D < 105 мм.

y = 5 мм - расстояние от головки болта крепления крышки подшипника до границы хвостовика вала, которое зависит от габаритов редуктора.

Участок 3 и 7:

d3=d7 = d1 + 10 = 22+10=32 мм

Диаметр участка следует округлить до ближайшего числа кратному 5, принимаем d3=d7= 30 мм.

l3=l7= B + Sc = 19 + 1 = 20 мм

где Sc = 1 мм - Длина ступицы маслоотражательного кольца.

Участок 4 и 6:

d4=d6=dзп=38 мм



l4 и l6 определяется из условия совпадения внутренних границ подшипников. В данном случае l4=l6=31 мм

Участок 5:

Данный участок является шестерней. Все необходимые размеры были посчитаны выше.

Расчет быстроходного вала на усталостную прочность Расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений.

Определение опорных реакций и моментов

Fр.п. =741.49 Н;

Ft = 1520.25 Н;

Fr= 563.9 Н;

Fa= 298.62 Н;

Ma = Fa*d1/2 = 298.62*0.052994/2 = 7.91 Н - момент от осевой силы.

Эпюры моментов быстроходного вала

Расчет вала в сечении A

1. Определение нагрузок

М=55,61 Н*м, Fa =0.29862 кН, T = 40.28221 Н*м

2. Геометрические характеристики сечения

dп = 30 мм.

Wx=Пd3/32=3.14•303/32 = 2650,72 мм3

- осевой момент сопротивления;

Wp=Пd3/16=3.14•303/16=5301,44 мм3

- полярный момент сопротивления;

А=Пd2/4=706,86 мм2 - площадь сечения;

3. Определения напряжений

уа=103М/Wx=55,61*103/2650,72 = 12,879 Мпа

- амлитудное напряжения изгиба;

уm=103Fa/A = 103*0.29862/706.86 = 0.422 Мпа

- средние нормальные напряжения;

Касательное напряжение:

фa= 103T/Wp= 103*40,282/3301,44=7,6 МПа.

фm = 0, при частом реверсе.

4. Пределы выносливости

-1= 0,43b=0.43•600=258 Мпа - при изгибе;

ф-1=0,58-1=258*0,58 = 149,64 МПа - при кручении.

5. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения

В сечении А концентратором напряжений является посадка с натягом. Для посадки с натягом Kу/еу определим методом линейной интерполяции (рис. 4.3).



Рисунок 4.3 Отношение Kу/еу для посадок с натягом

Kу/еу = 2,95

Кф/еф = 0,6 Kу/еу+0,4 = 2,17

6. Коэффициенты влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым шлифованием с Ra = 1,6. По величине Ra найдем КF=1,15 (рис. 4.4).

Рисунок 4.4 Коэффициент влияния шероховатости поверхности KF

7. Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла:

Шу = 0,02(1+0,01b) = 0,02(1+0,01*600) = 0,14

Шф =0,5 Шу = 0,5*0,14 = 0,07

8. Коэффициент влияния упрочнения

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда КV=1. электродвигатель привод напряжение подшипник

9. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали:

Kуд=( Kу/еу+ КF-1)/ КV=(2,95+1,15-1)/1 = 3,1

Кфд= (Кф/еф+ КF-1)/ КV=(2,17+1,15-1)/1 = 2,32

10. Коэффициенты запаса прочности:

Sу = -1/( Kуд• уа+ Шу• уm)=258/(3,1•20,98+0,14•0,422) = 3,96

Sф = ф-1/ (Кфд• фa+ Шф• фm)=149,64/(2,32•7,6+0) = 8,49.

Общий коэффициент прочности:

S= = = 3,6 =2

Усталостная прочность вала в сечении A обеспечена.

Расчет вала в сечении 1

1. Определение нагрузок

УM= = 53,86 Нм - суммарный изгибающий момент;

Fa =0.29862 кН, T = 40.28221 Н*м

2. Геометрические характеристики сечения

d1=52,994 мм.

Wx=Пd3/32=3.14•52,9943/32=14611 мм3



- осевой момент сопротивления;

Wp=Пd3/16=3.14•52,9943/16=29222 мм3

- полярный момент сопротивления;

А=Пd2/4=2205,68 мм2 - площадь сечения.

3. Определение напряжений

уа=103М/Wx=53,86*103/14611 = 3,67 Мпа

- амлитудное напряжения изгиба;

уm=103Fa/A = 103*0.29862/2205,68 = 0,13 Мпа

- средние нормальные напряжения;

Касательное напряжение:

фa= 103T/Wp= 103*40,282/29222=1,38 МПа.

фm = 0, при частом реверсе.

В сечение A напряжение имеют большее значение, чем в сечении 1. Следовательно, усталостная прочность обеспечена в обоих сечениях.

4.2 Расчет тихоходного вала

Произведем расчет диаметров и длин ступеней вала. Условно разделим вал на участки (рис.3).



Рисунок 4.5 Тихоходный вал

Участок 1:

Примем [фk]=20 МПа.

Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении:

dВ2 = = =36,436 мм

Полученный диаметр округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69, d1 = 36 мм

где Т - крутящий момент в опасном сечении вала:

T = 193,483 Нм.

l1= 1.5·36=54 мм.

Полученную длину хвостика также округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69, lхв = 34

Участок 2:

d2 = d1 + 5 = 22 + 5 = 27

l2 = L2 - B + n + Lк + y = 55-19-7+18+5= 52 мм



где L2 = 55 мм - ширина фланцев у подшипников;

B=19 мм - ширина подшипника быстроходного вала;

n=7 мм - расстояние от торца подшипника до внутренней поверхности стенки корпуса;

Lk = 18 мм - величина, зависящая от толщины опорной поверхности крышки подшипника, шайбы пружинной и высоты головки болта крепления крышки к корпусу при D < 105 мм.

y = 5 мм - расстояние от головки болта крепления крышки подшипника до границы хвостовика вала, которое зависит от габаритов редуктора.

Участок 3 и 7 :

d3=d7 = d1 + 10 = 36+10=46 мм

Диаметр участка следует округлить до ближайшего числа кратному 5, принимаем d3=d7= 45 мм.

l3= B + 25 = 19 + 30 = 49 мм

l7=B=19

Участок 4:

d4=d3+5 =50 мм

l4= Lст - 2 = 60 - 2 = 58 мм

Участок 5:

d5 = d4 + 4C3 = 50 +4*2 = 58 мм

l5 = 15 мм

Участок 6:

d6 = dзп = 53 мм

l6 = 15 мм

Расчет тихоходного вала на усталостную прочность

Расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений.

Определение опорных реакций и моментов

Fм =400*T3/dm = 400*195.393/75 = 1042.096 Н;

Ft = 1520.25 Н;

Fr= 563.9 Н;

Fa= 298.62 Н;

Ma = Fa*d2/2 = 298.62*0,267006/2 = 39,87 Н - момент от осевой силы.

Эпюра моментов тихоходного вала

Расчет вала в сечении B

11. Определение нагрузок

М=85.97 Н*м, Fa =0.29862 кН, T = 195.393 Н*м

12. Геометрические характеристики сечения

dп = 45 мм.

Wx=Пd3/32=3.14•453/32 = 8946 мм3

- осевой момент сопротивления;

Wp=Пd3/16=3.14•453/16=17892 мм3



- полярный момент сопротивления;

А=Пd2/4=1590.4 мм2

- площадь сечения;

13. Определения напряжений

уа=103М/Wx=85.97*103/8946 = 9.61 Мпа

- напряжения изгиба;

уm=103Fa/A = 103*0.29862/1590.4 = 0.19 Мпа

- средние нормальные напряжения;

Касательное напряжение:

фa= 103T/Wp= 103*195.393/17892=10.92 МПа.

фm = 0, при частом реверсе.

14. Пределы выносливости

-1= 0,43b=0.43•550=236,5 МПа - при изгибе;

ф-1=0,58-1=236,5*0,58 = 137,17 МПа - при кручении.

15. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения

В сечении B концентратором напряжений является посадка с натягом. Для посадки с натягом Kу/еу определим методом линейной интерполяции (рис. 4.3).



Kу/еу=3,05

Кф/еф=0,6 Kу/еу+0,4=2,23.

16. Коэффициенты влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым шлифованием с Ra = 1,6. По величине Ra найдем КF=1,15 (рис. 4.4).

17. Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла:

Шу = 0,02(1+0,01b)=0,13

Шф =0,5 Шу =0,065

18. Коэффициент влияния упрочнения

КV=1.

19. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали:

Kуд=( Kу/еу+ КF-1)/ КV=(3,05+1,15-1)/1=3,2

Кфд= (Кф/еф+ КF-1)/ КV=(2,23+1,15-1)/1=2,38

20. Коэффициенты запаса прочности:

Sу = -1/( Kуд• уа+ Шу• уm)=236,5/(3,2•9,61+0,13•0,19) = 7,68

Sф = ф-1/ (Кфд• фa+ Шф• фm)=137,17/(2,38•10,92+0) = 5,28.

Общий коэффициент прочности:

S= = = 4,35 =2

Усталостная прочность вала в сечении 1 обеспечена.

Расчет вала в сечении 1

4. Определение нагрузок

УM= = 40,6 Нм

- суммарный изгибающий момент;

Fa =0.29862 кН, T = 195,393 Н*м

5. Геометрические характеристики сечения

d1=50 мм.

Wx=Пd3/32 - b*t1(d-t1)2/2d=3.14•503/32 - 16*6(50-6)2/2*50=10413.29 мм3

- осевой момент сопротивления;

Wp=Пd3/16- b*t1(d-t1)2/2d =3.14•503/16 - 16*6(50-6)2/2*50=22685.13 мм3

- полярный момент сопротивления;

А=Пd2/4- b*t1=1867.5 мм2 - площадь сечения.

6. Определение напряжений

уа=103М/Wx=40.6*103/10413.29 = 3,9 Мпа

- напряжения изгиба;

уm=103Fa/A = 103*0.29862/1861.5 = 0,16 Мпа

- средние нормальные напряжения;

Касательное напряжение:

фa= 103T/Wp= 103*195.393/22685.13=8.6 МПа.

фm = 0, при частом реверсе.

В сечение B напряжение имеют большее значение, чем в сечении 1. Следовательно, усталостная прочность обеспечена в обоих сечениях.



5. Выбор подшипников

5.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Выбран подшипник 46306 по ГОСТ 831-75: d=30 мм, D=72 мм, B=19 мм,

С = 32,6 кН, С0 = 18,3 кН.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

RBZ = 178,35 Н; RAZ = 1483,74 Н.

Опорные реакции в вертикальной плоскости

RBX =760,13 Н; RAX =760,13 Н.

Суммарные опорные реакции:

FrA= = = 1667,09 Н = 1,66709 кН

FrB= = =780,77 Н = 0,78077 кН

Расчет подшипника на долговечность

Параметр осевого нагружения: е =0,68.

Коэффициент вращения:V=1.

Коэффициенты нагрузки: Fa/VFr1=0,5 < 0,68

Тогда коэффициенты X=1;Y=0.

Температурный коэффициент Кт=1

Коэффициент безопасности Ку=1,5

Эквивалентная динамическая нагрузка

Р= Ку Кт(XV FrА+YFa)=1.5•1,66709=2,5 кН.

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

L=106/60n(C/P)m=106/60•1000(32,6/2,5)3= 36955,7 часа.

Эквивалентная долговечность подшипника:

LE=L/µh=36955,7/0.25=147822,83 часа,

где µh= 0,25 для среднего равновероятного режима работы.

Поскольку LE>10000ч,то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

5.2 Расчет подшипников тихоходного вала

Выбран подшипник 36209 по ГОСТ 831-75: d=45 мм, D=85 мм, B=19 мм,

С = 41,2 кН, С0 = 25,1 кН.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

RBZ =225,04 Н; RAZ =338,86 Н.

Опорные реакции в вертикальной плоскости



RBX =2420,73 Н; RAX =141,61 Н.

Суммарные опорные реакции:

FrA= = = 367,22 Н = 0,36755 кН;

FrB= = = 2430,26 Н = 2,43026 кН.

Расчет подшипника на долговечность:

Параметр осевого нагружения: е =0,38.

Коэффициент вращения:V=1.

Коэффициенты нагрузки: Fa/VFr1= 0,34 < 0,38

Тогда коэффициенты X=1;Y=0.

Температурный коэффициент Кт=1.

Коэффициент безопасности Ку=1,5.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Р= Ку Кт(XV FrB+YFa)=1.5•2,43026=3,65 кН.

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

L=106/60n(C/P)m=106/60•200(41,2/3,65)3= 119848,32 часа.

Эквивалентная долговечность подшипника:

LE=L/µh=119848,32/0.25=479393,1 часа

Где µh= 0,25 для среднего равновероятного режима работы.

Поскольку LE>10000ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.



6. Расчет шпоночного соединения

6.1 Расчет шпонок тихоходного вала

Шпонка служит для передачи крутящего момента.

Исходные данные:

Диаметр вала dK = 36 мм;

Ширина шпонки b = 10 мм;

Высота шпонки h = 8 мм;

Глубина паза на валу t1 = 5 мм;

Глубина паза на ступице t2 = 3,3 мм;

Длина шпонки l = 40 мм;

Рабочая длина шпонки lр=l-b=40-10=30 мм;

Крутящий момент Т2 =195,393 кН.

Напряжение смятия:

см = = = 72,38 МПа ? [см] =120 МПа

Для стальных ступиц при реверсивном приводе [см] =120 МПа.

Шпонка служит для передачи крутящего момента от ступицы к валу или наоборот.

Исходные данные:

Диаметр вала dK = 50 мм;

Ширина шпонки b = 14 мм;

Высота шпонки h = 9 мм;

Глубина паза на валу t1 = 5,5 мм;

Глубина паза на ступице t2 = 3,8 мм;

Длина шпонки l = 50 мм;

Рабочая длина шпонки lр=l-b=50-14 = 36 мм;

Крутящий момент Т2 =195,393 кН.

Напряжение смятия:

см = = = 62,03 МПа ? [см] =120 МПа

Для стальных ступиц при реверсивном приводе [см] =120 МПа.

6.2 Расчет шпонки быстроходного вала

Шпонка служит для передачи крутящего момента.

Исходные данные:

Диаметр вала dK = 22 мм;

Ширина шпонки b = 6 мм;

Высота шпонки h = 6 мм;

Глубина паза на валу t1 = 3,5 мм;

Глубина паза на ступице t2 = 2,8 мм;

Длина шпонки l = 32 мм;

Рабочая длина шпонки lр=l-b=32-6 = 26 мм;

Крутящий момент Т2 =40,282 кН.

Напряжение смятия:

см = = = 56,34 МПа ? [см] =120 МПа

Для стальных ступиц при реверсивном приводе [см] =120 МПа.



Заключение

Спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с косозубой передачей. Техническая характеристика редуктора: крутящий момент на тихоходном валу 195,393 Нм, частота вращения ведомого вала 200 об/мин, передача реверсивная.

Валы и подшипники удовлетворяют всем требованиям.

Для смазывания зубчатой передачи и подшипников предусматриваем масло И-Г-А-46 ГОСТ17479.4-87.

Проект выполнен в соответствии с заданием.



Список используемой литературы

1. Расчет деталей машин: Учебное пособие. Г.Л. Баранов. Екатеринбург:Федеральное агентство по образованию ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ»,2005.

Размещено на Allbest.ru

...