Содержание курсового проекта
1. Введение
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
3. Расчет червячной передачи
3.1 Выбор материала червячного колеса
3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
3.3 Проектный расчёт червячной передачи
3.4 Проверочный расчёт червячной передачи
3.5 Расчет червячной передачи на нагрев
4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
5. Конструирование корпуса и крышки редуктора
6. Проверочный расчет шпонок
6.1 Быстроходный вал
6.2 Тихоходный вал
7. Проверочный расчет быстроходного вала;
8. Подбор подшипников качения быстроходного вала;
9. Подбор и расчет муфты;
10. Выбор смазочных материалов;
11. Список использованной литературы.
1. Введение
В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый червячный редуктор привода междуэтажного подъемника.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора – уменьшение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указанию конкретного назначения. Редуктор классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтально, вертикально); особенностям кинематической схемы (развернутая, соостная и т.д.).
Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными стальными.
При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.
Максимальное передаточное число одноступенчатого червячного редуктора по ГОСТ 2185-66 u
max
= 80. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением u
. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u
≤ 63.
Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т.д.).
В одноступенчатом червячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, а вал-червяк является быстроходным валом. В качестве опор валов используются как правило, подшипники качения. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а так же защиту от попадания в нее пыли и грязи.
Сборку редуктора производят в следующем порядке:
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом (или чертежом общего вида).
Начинают сборку с того, что на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца и подшипники качения, предварительно нагрев их в масле до 80…100С.
Собранный быстроходный вал-червяк укладывают в основании корпуса. В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники качения. Вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку редуктора, для центровки ее устанавливают с помощью двух конических штифтов и затягивают болты. Сопрягаемые поверхности корпуса и крышки редуктора предварительно смазывают спиртовым лаком.
Далее в сквозные крышки подшипников вставляют манжеты. Глухие и сквозные привёртные крышки подшипников вместе с набором прокладок устанавливают на торцах корпуса при помощи болтов.
Перед началом работы в редуктор заливают масло выше уровня нормы на 5…15 мм.
Перед эксплуатацией редуктор должен быть обкатан по условиям завода-изготовителя.
Разборку редуктора производят так же, как и сборку, но в обратной оследовательности.
2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода
2
.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
Определяем требуемую мощность рабочей машины:
Р
рм
= Fv
,
где F
– тяговое усилие цепи, кН;
v
– линейная скорость грузовой цепи, м/с.
Р
рм
= 4×0,5 = 2,0 кВт.
Определим общий КПД привода
h = hзп
hоп
hм
h2
пк
hпс
,
где hзп
– КПД закрытой передачи; hоп
– КПД открытой передачи; hм
– КПД муфты; hпк
– КПД одной пары подшипников качения; hпс
– КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).
h = 0,8×0,92×0,98×0,992
×0,985 = 0,696.
Определяем требуемую мощность двигателя:
Р
дв.треб
= Р
рм
/h = 2,0/0,696 = 2,87 кВт.
По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ100S4У3 с номинальной мощностью Р
ном
=3кВт и номинальной частотой вращения n
ном
= 1435 об/мин.
2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:
n
рм
= 60×1000v
/(D
),
где v
– линейная скорость грузовой цепи, м/с;
D
– диаметр звездочки, мм.
n
рм
= 60×1000×0,5/(330×3,14) = 29,0 об/мин.
Определяем передаточное число привода:
u
= n
ном
/n
рм
= 1435/29,0 = 49,56.
Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора u
зп
= 20:
u
оп
= u
/u
зп
= 49,56/20 = 2,48.
2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
В соответствии с заданной последовательностью соединения элементов привода по кинематической смене используем следующие формулы для вычисления мощности, частоты вращения, угловой скорости и вращающих моментов на валах привода:
Вал двигателя:
n
дв
= n
ном
= 1435 об/мин;
wдв
= pn
дв
/30 = 3,14×1435/30 = 150,2 рад/с;
P
дв
= 2,87 кВт;
Т
дв
= Р
дв
/wдв
= 2,87×1000/150,2 = 19,1 Н×м.
Быстроходный вал:
n
1
= n
дв
= 1435 об/мин;
w1
= wдв
= 150,2 рад/с;
Р
1
= Р
дв
hм
hпк
= 2,87×0,98×0,99 = 2,79 кВт;
Т
1
= Т
дв
hм
hпк
= 19,1×0,98×0,99 = 18,6 Н×м.
Тихоходный вал:
n
2
= n
1
/u
зп
= 1435/20 = 71,75 об/мин;
w2
= w1
/u
зп
= 150,2/20 = 7,51 рад/с;
Р
2
= Р
1
hзп
hпк
= 2,79×0,8×0,99 = 2,21 кВт;
Т
2
= Т
1
u
зп
hзп
hпк
= 18,6×20×0,8×0,99 = 294 Н×м.
Вал приводной рабочей машины:
n
рм
= n
2
/u
оп
= 71,75/2,48 = 28,95 об/мин;
wрм
= w2
/u
оп
= 7,51/2,48 = 3,03 рад/с;
Р
рм
= Р
2
hоп
hпс
= 2,21×0,92×0,985 = 2,0 кВт;
Т
рм
= Т
2
u
оп
hоп
hпс
= 294×2,48×0,92×0,985 = 660 Н×м.
Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода
3. Расчет червячной передачи
3.1 Выбор материала червячного колеса
Определим скорость скольжения:
4,3×7,51×20×(294)1/3
/1000 = 4,29 м/с.
По [1, таблица 3.5] выбираем из группы I материал БрО10Ф1, полученный способом литья в кокиль, sв
= 275 Н/мм2
, sт
= 200 Н/мм2
.
3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
Допускаемые напряжения для червячного колеса определяем по формулам из [1, таблица 3.6].
Наработка за весь срок службы:
N
= 573w2
Lh
= 573×7,51×20000 = 86064600.
Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:
KHL
= (107
/N
)1/8
= (107
/86064600)1/8
= 0,76.
Определяем допускаемые контактные напряжения:
[s]Н
= 0,9KHL
Cv
sв
= 0,9×0,76×1×275 = 189,1 Н/мм2
,
где Cv
– коэффициент, учитывающий износ материала [1, С.55].
Так как червяк располагается в масляной ванне, то полученное значение допускаемого напряжения не изменяем, т.е. [s]Н
= 189,1 Н/мм2
.
Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:
KFL
= (106
/N
)1/9
= (106
/86064600)1/9
= 0,61.
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
[s]F
= (0,08sв
+ 0,25sт
)KFL
= (0,08×275 + 0,25×200)×0,61 = 43,9 Н/мм2
.
3.3 Проектный расчёт червячной передачи
Определяем межосевое расстояние:
aw
= 61(Т
2
×103
/[s]2
Н
)1/3
= 61×(294×103
/189,12
)1/3
= 123,11 мм.
Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи aw
= 125 мм.
Число витков червяка z
1
= 2. Число зубьев колеса z
2
= z
1
u
= 2×20 = 40. Округляем до целого числа z
2
= 40.
Определим модуль зацепления
m
= (1,5…1,7)aw
/z
2
= (1,5…1,7)×125/40 = 4,69…5,31 мм,
округляем в большую сторону до стандартного значения m
= 5 мм.
Определяем коэффициент диаметра червяка:
q
= (0,212…0,25)z
2
= (0,212…0,25)×40 = 8,48…10,00;
округляем в большую сторону до стандартного значения q
= 10.
Коэффициент смещения инструмента
х
= (aw
/m
) – 0,5(q
+ z
2
) = 0,00.
Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:
u
ф
= z
2
/z
1
= 40/2 = 20,00;
(|20,00 – 20|/20)×100% = 0,00 < 4%.
Определим фактическое значение межосевого расстояния
aw
= 0,5m
(q
+ z
2
+ 2x
) = 0,5×5×(10 + 40 + 2×0,00) = 125,00 мм.
Вычисляем основные геометрические размеры червяка:
делительный диаметр
d
1
= qm
= 10×5 = 50,0 мм;
начальный диаметр
dw
1
= m
(q
+ 2x
) = 5×(10 + 2×0,00) = 50,0 мм;
диаметр вершин витков
da
1
= d
1
+ 2m
= 50,0 + 2×5 = 60,0 мм;
диаметр впадин витков
df
1
= d
1
– 2,4m
= 50,0 – 2,4×5 = 38,0 мм;
делительный угол подъема линии витков
g = arctg(z
1
/q
) = arctg(2/10) = 11,31°;
длина нарезаемой части червяка
b
1
= (10 + 5,5|x
| + z
1
)m
+ C
= (10 + 5,5|0,00| + 2)×5 + 0 = 60,0 мм,
округляем до значения из ряда нормальных размеров b
1
= 60 мм.
Основные геометрические размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр
d
2
=dw
2
= mz
2
= 5×40 = 200,0 мм;
диаметр вершин зубьев
da
2
= d
2
+ 2m
(1 + x
) = 200,0 + 2×5×(1 + 0,00) = 210,0 мм;
наибольший диаметр колеса
da
м2
≤ da
2
+ 6m
/(z
1
+ 2) = 210,0 + 6×5/(2 + 2) = 217,5 мм;
диаметр впадин зубьев
df
2
= d
2
– 2m
(1,2 – x
) = 200,0 – 2×5×(1,2 – 0,00) = 188,0 мм;
ширина венца
b
2
= 0,355aw
= 0,355×125,00 = 44,4 мм,
округляем до значения из ряда нормальных размеров b
2
= 45 мм;
условный угол обхвата червяка венцом колеса
2d = 2×arcsin(b
2
/(da
1
– 0,5m
)) = 2×arcsin(45/(60,0 – 0,5×5)) = 103°.
Определим силы в зацеплении
окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке
Ft
2
= Fa
1
= 2000T
2
/d
2
= 2000×294/200,0 = 2940 Н;
окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе
Ft
1
= Fa
2
= 2000T
2
/(u
ф
d
1
) = 2000×294/(20,00×50,0) = 588 Н;
радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо
Fr
= Ft
2
tg20° = 2940×0,364 = 1070 Н.
3.4 Проверочный расчёт червячной передачи
Фактическая скорость скольжения
vS
= u
ф
w2
d
1
/(2cosg×103
) = 20,00×7,51×50,0/(2×cos11,31°×103
) = 3,83 м/с.
Определим коэффициент полезного действия передачи
h = tgg/tg(g + j) = tg11,31°/tg(11,31 + 2)° = 0,85,
где j – угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град [1, таблица 4.9].
Проверим контактные напряжения зубьев колеса
где K
– коэффициент нагрузки;
[s]Н
– допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм2
[1, таблица 3.6]
sH
= 340×(2940×1/(50,0×200,0))1/2
= 184,4 ≤ 198,6 Н/мм2
.
Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 7,2%, условие выполнено. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса
sF
= 0,7YF
2
Ft
2
K
/(b
2
m
) ≤ [s]F
,
где YF
2
– коэффициент формы зуба колеса, который определяется по [1, таблица 4.10] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:
zv
2
= z
2
/cos3
g = 40/cos3
11,31° = 42,
тогда напряжения изгиба равны
sF
= 0,7×1,53×2940×1/(45×5) = 14,0 ≤ 43,9 Н/мм2
,
условие выполнено.
3.5 Расчет червячной передачи на нагрев
Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:
А
» 12,0aw
1,7
= 12,0×0,1251,7
= 0,35 м2
,
Где aw
– межосевое расстояние червячной передачи, м.
Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:
где h – КПД червячной передачи;
P
1
– мощность на червяке, кВт;
K
T
– коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2
×°С);
y – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;
t
0
= 20 °С – температура окружающего воздуха;
[t
]раб
= 95 °С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, °С.
t
раб
= 1000×(1 – 0,85)×2,79/(17×0,35×(1 + 0,3)) = 75,8 °С.
4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
Быстроходный вал (вал-червяк):
d
1
= (0,8…1,2)×d
дв
= (0,8…1,2)×28 = 22,4…33,6 мм,
где d
дв
– диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.
Из полученного интервала принимаем стандартное значение d
1
= 25 мм. Длина ступени под полумуфту:
l
1
= (1,0…1,5)d
1
= (1,0…1,5)×25 = 25…37,5 мм,
принимаем l
1
= 40 мм.
Размеры остальных ступеней:
d
2
= d
1
+ 2t
= 25 + 2×2,2 = 29,4 мм, принимаем d
2
= 30 мм;
l
2
» 1,5d
2
= 1,5×30 = 45 мм, принимаем l
2
= 45 мм;
d
3
= d
2
+ 3,2r
= 30 + 3,2×2 = 36,4 мм, принимаем d
3
= 37 мм;
d
4
= d
2
.
Тихоходный вал (вал колеса):
(294×103
/(0,2×35))1/3
= 34,76 мм, принимаем d
1
= 35 мм;
l
1
= (0,8…1,5)d
1
= (0,8…1,5)×35 = 28…52,5 мм, принимаем l
1
= 50 мм;
d
2
= d
1
+ 2t
= 35 + 2×2,5 = 40 мм, принимаем d
2
= 40 мм;
l
2
» 1,25d
2
= 1,25×40 = 50 мм, принимаем l
2
= 50 мм;
d
3
= d
2
+ 3,2r
= 40 + 3,2×2,5 = 48 мм, принимаем d
3
= 48 мм;
d
4
= d
2
;
d
5
= d
3
+ 3f
= 48 + 3×1,2 = 51,6 мм, принимаем d
5
= 53 мм;
Предварител
для быстроходного вала: 7206A;
для тихоходного: 7208A.
5. Конструирование корпуса редуктора
Определим толщину стенки корпуса
d = 1,2 Т
1/4
= 1,2∙(294)1/4
= 4,97³ 6 мм,
где Т
= 294 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу.
Принимаем d = 6 мм.
Зазор между внутренними стенками корпуса и деталями
а
= (L
)1/3
+ 3 = 2641/3
+ 3 = 9 мм.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b
0
» 4a
= 36 мм.
Диаметры приливов для подшипниковых гнезд:
вал 1:
для привертной крышки D
П
= D
ф
+ 6 = 87 + 6 = 93 мм.
вал 2:
для закладной крышки D
'П
= 1,25D
+ 10 = 1,25∙80 + 10 = 110 мм,
где D
– диаметр отверстия под подшипник, D
ф
– диаметр фланца крышки подшипника.
Диаметры винтов привертных крышек подшипника: d
1
= 6 мм;
Число винтов: z
1
= 4.
Диаметр винтов крепления крышки к корпусу находим по формуле
d
= 1,25(Т
)1/3
= 1,25∙(294)1/3
= 8,31 ≥ 10 мм,
где Т
– момент на тихоходном валу редуктора. Принимаем d
= 10 мм.
Размеры конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу (для болтов):
ширина фланца крышки корпуса K
= 2,35d
= 23,5 мм,
расстояние от торца фланца до центра болта С
= 1,1d
= 11,0 мм.
диаметр канавки под шайбочку D
» 2d
= 20 мм.
высота прилива в корпусе h
= 2,5d
= 25 мм.
Для винтов: K
1
= 2,1d
= 21,0 мм, С
1
= 1,05d
= 10,5 мм.
Высоту прилива в крышке под стягивающий болт (винт) определяем графически, исходя из условия размещения головки болта (винта) на плоской опорной поверхности вне кольцевого прилива под подшипник большего диаметра. Диаметр штифта d
шт
= 0,75d
= 8 мм.
Диаметр винта крепления редуктора к раме d
ф
= 1,25d
= 14 мм, количество винтов z
= 4. Высота ниши h
0
=
2,5(d
ф
+ d) = 50 мм, длина опорной поверхности в месте крепления редуктора к раме l
= 2,4d
ф
+ d = 40 мм, высота прилива под винт h =
1,5d
ф
= 21 мм, расстояние от боковой поверхности корпуса до центра винта с
= 1,1d
ф
= 15 мм.
Размеры проушины в виде ребра с отверстием: толщина ребра s
= 2,5d = 15 мм, диаметр отверстия d
= 3d = 18 мм, радиус проушины R
= d
. Размеры проушины, выполненной в виде сквозного отверстия в крышке: сечение (b
´b
) отверстия b
= 3d = 18 мм, радиус дуги из вершины крышки для определения границы отверстия а
= 1,7d = 10 мм.
6. Проверочный расчет шпонок
6.1 Быстроходный вал
Шпонка под полумуфту призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 8´7, длина 32 мм, диаметр вала d
= 25 мм.
Определяем напряжение смятия
,
где T
– передаваемый момент, Н∙м;
d
– диаметр вала, мм;
lp
– рабочая длина шпонки, мм;
h
– высота шпонки, мм;
t
1
– глубина паза, мм.
sсм
= 2∙103
∙19/(25∙24∙(7 – 4)) = 21 МПа.
Полученное значение не превышает допустимого [s]см
= 100 МПа.
6.2 Тихоходный вал
Шпонка под червячное колесо призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 14´9, длина 56 мм, диаметр вала d
= 48 мм.
Определяем напряжение смятия
= 2∙103
∙294/(48∙42∙(9 – 5,5)) = 83 МПа.
Полученное значение не превышает допустимого [s]см
= 100 МПа.
Шпонка под звездочку призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 10´8, длина 40 мм, диаметр вала d
= 35 мм.
Определяем напряжение смятия
= 2∙103
∙294/(35∙30∙(8 – 5)) = 97 МПа.
Полученное значение не превышает допустимого [s]см
= 100 МПа.
7. Проверочный расчет быстроходного вала
Силы, действующие на вал: Ft
С
= 588 Н; Fr
С
= 1070 Н; Fa
С
= 2940 Н; F
м
= 50∙Т
1/2
= 50∙191/2
= 218 Н – консольная сила муфты.
Неизвестные реакции в подшипниках найдем, решая уравнения моментов относительно опор:
SМВ
(x
) = 0;
SМВ
(x
) = FaC
∙dC
/2 – FrC
∙lBC
+ RDy
∙(lBC
+ lCD
) = 0;
RDy
= (– FaC
∙dC
/2 + FrC
∙lBC
)/(lBC
+ lCD
) = (– 2940∙0,050/2 + 1070∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 259 Н.
SМВ
(y
) = 0;
SМВ
(y
) = – F
м
∙lAB
– FtC
∙lBC
+ RDx
∙(lBC
+ lCD
) = 0;
RDx
= (F
м
∙lAB
+ FtC
∙lBC
)/(lBC
+ lCD
) = (218∙0,072 + 588∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 353 Н.
SМ
D
(x
) = 0;
SМ
D
(x
) = – R
В
y
∙(lBC
+ lCD
) + FaC
∙dC
/2 + Fr
С
∙lCD
= 0;
R
В
y
= (FaC
∙dC
/2 + Fr
С
∙lCD
)/(lBC
+ lCD
) = (2940∙0,050/2 + 1070∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 811 Н.
SМ
D
(y
) = 0;
SМ
D
(y
) = – F
м
∙(l
АВ
+ lBC
+ lCD
) – R
В
x
∙(lBC
+ lCD
) + FtC
∙lCD
= 0;
R
В
x
= (– F
м
∙(l
АВ
+ lBC
+ lCD
) + FtC
∙lCD
)/(lBC
+ lCD
) = (– 218∙(0,072 + 0,133 + 0,133) + 588∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 17 Н.
Построение эпюр:
Участок АВ
: 0 ≤ z
≤ 0,072;
Mx
(z
) = 0; Mx
(0) = 0 Н∙м; Mx
(0,072) = 0 Н∙м.
My
(z
) = F
оп
∙z
; My
(0) = 0 Н∙м; My
(0,072) = 218∙0,072 = -16 Н∙м.
T
= -19 Н∙м на всем участке.
M
S
(0) = (М
2
х
+ М
2
у
)1/2
.
M
S
(0) = 0 Н∙м; M
S
(0,072) = (02
+ -162
)1/2
= 16 Н∙м.
Участок ВС
: 0 ≤ z
≤ 0,133;
Mx
(z
) = – R
В
y
∙z
; Mx
(0) = 0 Н∙м;Mx
(0,133) = – 811∙0,133 = -108 Н∙м.
My
(z
) = F
оп
∙(lAB
+ z
) – R
Вх
∙z
;
My
(0) = 218∙0,072 = -16 Н∙м;
My
(0,133) = 218∙(0,072 + 0,133) – 17∙0,133 = -47 Н∙м.
T
= -19 Н∙м на всем участке.
M
S
(0) = (02
+ -162
)1/2
= 16 Н∙м; M
S
(0,133) = (-1082
+ -472
)1/2
= 118 Н∙м.
Участок
CD
: 0 ≤ z
≤ 0,133;
Mx
(z
) = – R
В
y
∙(lBC
+ z
) + FaC
∙dC
/2 + Fr
С
∙z
;
Mx
(0) = – 811∙0,133 + 2940∙0,050/2 = -34 Н∙м;
Mx
(0,133) = – 811∙(0,133 + 0,133) + 2940∙0,050/2 + 1070∙0,133 = 0 Н∙м.
My
(z
) = F
оп
∙(lAB
+ lBC
+ z
) – RB
х
∙(lBC
+ z
) + FtC
∙z
;
My
(0) = 218∙(0,072 + 0,133) – 17∙0,133 = -47 Н∙м;
My
(0,133) = 218∙(0,072 + 0,133 + 0,133) – 17∙(0,133 + 0,133) + 588∙0,133 = 0 Н∙м.
T
= 0 Н∙м на всем участке.
M
S
(0) = (-342
+ -472
)1/2
= 58 Н∙м; M
S
(0,133) = 0 Н∙м.
Проверим сечение В
на запас прочности. Концентратор напряжений – переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:
где S
s
– коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
S
t
– коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
где s-1
– предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа;
k
s
– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
es
– масштабный фактор для нормальных напряжений;
b – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;
sa
– амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба sи
в рассматриваемом сечении;
ys
– коэффициент, зависящий от марки стали;
sm
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений.
sa
= sи
= 103
М
/W
,
где М
– суммарный изгибающий момент в сечении, Н∙м;
W
– момент сопротивления сечения при изгибе, мм3
.
W
= pd
3
/32 = 3,14∙303
/32 = 2649 мм3
,
sa
= sи
= 103
∙16/2649 = 5,92 МПа,
sm
= 4Fa
/(pd
2
) = 4∙2940/(3,14∙302
) = 4161 МПа.
S
s
= 410/(1,9∙5,92/(0,73∙0,94) + 0,27∙4161) = 2,36.
где t-1
– предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа;
k
t
– эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
et
– масштабный фактор для касательных напряжений;
ta
– амплитуда цикла касательных напряжений;
yt
– коэффициент, зависящий от марки стали;
tm
– среднее напряжение цикла касательных напряжений.
ta
= tm
= 0,5∙103
T
/W
к
,
где Т
– крутящий момент в сечении, Н∙м;
W
к
– момент сопротивления сечения при кручении, мм3
.
W
к
= pd
3
/16 = 3,14∙303
/16= 5299 мм3
,
ta
= tm
= 0,5∙103
∙19/5299 = 1,79 МПа.
S
t
= 240/(1,74∙1,79/(0,73∙0,94) + 0,1∙1,79) = 50,79.
S
= 2,36∙50,79/(2,362
+ 50,792
)1/2
= 2,36.
Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 – 2,5.
Проверим сечение С
на запас прочности. Концентратор напряжений – переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:
где S
s
– коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
S
t
– коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
где s-1
– предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа; k
s
– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; es
– масштабный фактор для нормальных напряжений; b – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; sa
– амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба sи
в рассматриваемом сечении; ys
– коэффициент, зависящий от марки стали; sm
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений.
sa
= sи
= 103
М
/W
,
где М
– суммарный изгибающий момент в сечении, Н∙м;
W
– момент сопротивления сечения при изгибе, мм3
.
W
= pd
3
/32 = 3,14∙363
/32 = 4578 мм3
,
sa
= sи
= 103
∙118/4578 = 25,77 МПа,
sm
= 4Fa
/(pd
2
) = 4∙2940/(3,14∙362
) = 2890 МПа.
S
s
= 410/(1,9∙25,77/(0,73∙0,94) + 0,27∙2890) = 2,47.
где t-1
– предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа; k
t
– эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; et
– масштабный фактор для касательных напряжений; ta
– амплитуда цикла касательных напряжений; yt
– коэффициент, зависящий от марки стали; tm
– среднее напряжение цикла касательных напряжений.
ta
= tm
= 0,5∙103
T
/W
к
,
где Т
– крутящий момент в сечении, Н∙м;
W
к
– момент сопротивления сечения при кручении, мм3
.
W
к
= pd
3
/16 = 3,14∙363
/16= 9156 мм3
,
ta
= tm
= 0,5∙103
∙19/9156 = 1,04 МПа.
S
t
= 240/(1,74∙1,04/(0,73∙0,94) + 0,1∙1,04) = 87,76.
S
= 2,47∙87,76/(2,472
+ 87,762
)1/2
= 2,47.
Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 – 2,5.
8. Подбор подшипников качения быстроходного вала
Силы, действующие на подшипники:
FrB
max
= (R
2
В
x
+ R
2
В
y
)1/2
= (172
+ 8112
)1/2
= 811 Н,
FrD
max
= (R
2
Dx
+ R
2
Dy
)1/2
= (3532
+ 2592
)1/2
= 438 Н,
Fa
max
= 2940 Н.
Для типового режима нагружения 1 коэффициент эквивалентности KE
= 0,8. Тогда эквивалентные нагрузки равны:
Fr
В
= KE
Fr
В
max
= 0,8∙811 = 649 Н,
FrD
= KE
FrD
max
= 0,8∙438 = 350 Н,
Fa
В
= KE
Fa
max
= 0,8∙2940 = 2352 Н.
Для принятых подшипников находим: Cr
= 38 кH, C
0
r
= 25,5 кН, X
= 0,4, Y
= 1,6, e
= 0,37.
Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы роликовых подшипников:
FaB
min
= 0,83eFrB
= 0,83∙0,37∙649 = 649 H,
FaD
min
= 0,83eFrD
= 0,83∙0,37∙350 = 108 H.
Определим осевые нагрузки, действующие на подшипники:
FaB
= FaD
min
+ Fa
= 108 + 2352 = 2460 H,
FaD
= FaD
min
= 108 H.
Отношение Fa
В
/(VFr
В
) = 2460/(1∙649) = 3,79, что больше e
. Окончательно принимаем X
= 0,4, Y
= 1,6.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (для опоры В
):
PrВ
= (VXFr
В
+ YFa
В
)K
б
K
Т
,
где K
б
– коэффициент безопасности;
K
Т
– температурный коэффициент.
PrВ
= (1∙0,4∙649 + 1,6∙2460) ∙0,8∙1 = 3356 Н.
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a
1
= 1, a
23
= 0,7 (обычные условия применения), k
= 3,33 (роликовый подшипник):
L
10ah
= a
1
a
23
(Cr
/Pr
В
)k
×106
/(60n
) = 1∙0,7∙(38000/3356)3,33
∙106
/(60∙1435) = 26292 ч,
L
10
ah
> Lh
.
Расчетная динамическая грузоподъемность (для опоры B
):
С
r
р
= Pr
В
×(573w×Lh
/106
)1/3
= 3356×(573×150,20×20000/106
)1/3,33
= 31444 Н,
Cr
p
< Cr
.
Подшипник пригоден.
9. Подбор и проверочный расчет муфты
Для соединения быстроходного вала с валом электродвигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Определяем расчетный момент:
М
расч
= K
∙Т
Б
= 1,3∙19,1 = 24,83 Н∙м,
где K
– коэффициент режима работы и характера нагрузки,
Т
Б
– вращающий момент на быстроходном валу, Н∙м.
По ГОСТ 21424-75 выбираем муфту с ближайшим большим передаваемым моментом. Размеры муфты: диаметр расположения пальцев D
1
= 90 мм, длина муфты L
= 105 мм, диаметр пальца d
п
= 14 мм, длина пальца l
п
= 64 мм, количество пальцев z
= 4, длина резиновой втулки l
р.в.
= 28 мм.
Проверим пальцы муфты на изгиб:
= 90 Н/мм2
,
sи
= 24,83∙64∙103
/(0,1∙143
∙90∙4) = 16,09 Н/мм2
,
.
Проверим резиновые втулки на смятие:
= 2 Н/мм2
,
sсм
= 2∙24,83∙103
/(90∙4∙14∙28) = 0,35 Н/мм2
,
.
Условия выполнены, прочность муфты обеспечена.
10. Выбор смазочных материалов
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.
Принимаем масло индустриальное для гидравлических систем без присадок И – Г – А – 46 ГОСТ 17479.4 – 87.
Определим количество масла:
V
= (0,4…0,8)∙Р
вых
= (0,4…0,8)∙2,2 = 0,88…1,76 л.
Примем V
= 0,9 л.
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол – 24 по ГОСТ 21150 – 75. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
11. Список использованной литературы
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. Шк., 1991. – 432 с.: ил.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. 5-е изд. М.: Высш. шк. 1998 – 447 с.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В трех томах. Москва: Машиностроение, 2001 – 920 с.
4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Житков В.К. Детали машин: Учебник для техникумов – М.:Илекса, 1999.– 392 с.:ил.
5. Устюгов И.И. Детали машин: Учеб. Пособие для учащихся техникумов.–М.:Высш. школа, 1981.– 399 с., ил.