Министерство образования Республики Беларусь
Минский государственный машиностроительный колледж
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту по «Технической механике»
Тема: Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора
Разработал:
учащийся гр.1-Дк
Зеньков Д.И.
Минск 2005
Перечень документов
Расчетно-пояснительная записка
Сборочный чертеж одноступенчатого цилиндрического редуктора
Спецификация
Чертеж вала тихоходного
Чертеж колеса зубчатого
Содержание
1 Краткое описание работы привода 2 Кинематический расчет привода 2.1 Определение требуемой мощности и выбор двигателя 2.2 Определение частоты вращения и угловой скорости каждого вала 2.3 Определение мощностей и вращающих моментов на каждом валу 3 Расчет закрытой зубчатой косозубой передачи 3.1 Исходные данные 3.2 Расчет параметров зубчатой передачи 4 Расчет тихоходного вала привода 4.1 Исходные данные 4.2 Выбор материала вала 4.3 Определение диаметров вала 4.4 Эскизная компоновка вала 4.5 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением 5 Расчет быстроходного вала привода 5.1 Исходные данные 5.2 Выбор материала вала 5.3 Определение диаметров вала 5.4 Определение возможности изготовления вала-шестерни 5.5 Эскизная компоновка вала 5.6 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением 6 Подбор подшипников быстроходного вала 7 Подбор подшипников тихоходного вала 8 Подбор и проверочный расчет шпонок быстроходного вала 9 Подбор и проверочный расчет шпонок тихоходного вала 10 Выбор сорта масла 11 Сборка редуктора Список использованной литературы |
1 Краткое описание работы привода
Тяговым органом заданного привода является цепной конвейер В цепных передачах (рис.1, а)
вращение от одного вала к другому передается за счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим / и ведомым 2
звеньями (звездочками).
Рис.1 Схема цепной передачи
В связи с отсутствием проскальзывания в цепных передачах обеспечивается постоянство среднего передаточного числа. Наличие гибкой связи допускает значительные межосевые расстояния между звездочками. Одной цепью можно передавать движение одновременно на несколько звездочек (рис.1, б).
По сравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных условиях меньшие габариты, более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы, так как отсутствует необходимость в большом предварительном натяжении тягового органа.
Недостатки цепных передач: значительный износ шарниров цепи, вызывающий ее удлинение и нарушение правильности зацепления; неравномерность движения цепи из-за геометрических особенностей ее зацепления с зубьями звездочек, в
результате чего появляются дополнительные динамические нагрузки в передаче; более высокие требования к точности монтажа передачи по сравнению с ременными передачами; значительный шум при работе передачи.
Цепные передачи предназначаются для мощности обычно не более 100 кВт и могут работать как при малых, так и при больших скоростях (до 30 м/с). Передаточные числа обычно не превышают 7.
Применяемые в машиностроении цепи по назначению подразделяются на приводные, передающие энергию от ведущего вала к ведомому; тяговые, применяемые в качестве тягового органа в конвейерах; грузовые, используемые в грузоподъемных машинах. Из всех типов природных цепей наибольшее распространение имеют роликовые с числом рядов от 1 до 4, втулочные ,
одно- и двухрядные, и зубчатые.
Кинематическая схема привода цепного конвейера приведена на рис.2.
Вращение привода передается от электродвигателя 1 ведущим звездочкам цепного конвейера 8 посредством клиноременной передачи 2, муфт 3 и 5, косозубого одноступенчатого редуктора 4, цепной передачи 6 и зубчатой открытой прямозубой передачи 7. При этом на кинематической схеме римскими цифрами обозначены тихоходные (I, III, VI) и быстроходные (II, IV, V) валы соответствующих передач.
Рис.2 Кинематическая схема привода цепного конвейера.
2 Кинематический расчет привода
2.1 Определение требуемой мощности и выбор двигателя
Исходные данные:
- тяговое усилие цепи Ft
=13кН
- скорость цепи V=0,35 м/с
- шаг тяговой цепи Рt
=220мм
- число зубьев ведущих звездочек z=7
- срок службы привода – 4 года в две смены.
Определяем мощность на тихоходном валу привода по формуле (1.1) [1,с.4]
РVI
= Ft
· V (2.1)
где РVI
- мощность на тихоходном валу:
РVI
=13·0,25=3,25кВт.
Определяем общий КПД привода по формуле (1.2) [1,с.4]
По схеме привода
(2.2)
где[1, с.5, табл.1.1]: - КПД ременной передачи;
- КПД зубчатой закрытой передачи;
- КПД цепной передачи;
- КПД зубчатой открытой передачи;
- КПД одной пары подшипников качения;
- КПД муфты.
Сделав подстановку в формулу (1.2) получим:
Определяем мощность, необходимую на входе[1,с.4]
(2.3)
где Ртр
– требуемая мощность двигателя:
Определяем частоту вращения и угловую скорость тихоходного вала
(2.4)
об/мин
(2.5)
Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1,П2]
Пробуем двигатель 4А112М4:
Рдв.
=5,5кВт;
nс
=1500об/мин;
S=3,7%
dдв.
=32мм.
Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:
na
=nc
·(1-S); (2.6)
na
=1500·(1-0,037);
na
=1444,5 об/мин
Определяем общее передаточное число привода
; (2.7)
Производим разбивку прердаточного числа по ступеням. По схеме привода
Uобщ.
=Uр.п.
· Uз.з.
· Uц.п.
· Uз.о.
; (2.8)
Назначаем по рекомендации [1,c.7,c36]:
Uр.п.
=3;
Uц.п.
=3;
Uз.о.
=4; тогда
Uз.з.
= Uобщ.
/( Uр.п.
· Uц.п.
· Uз.о.
);
Uз.з.
=2,94, что входит в рекомендуемые пределы
Принимаем Uз.з.
=3.
Тогда
Находим:
(2.9)
;
Допускается ∆U=±3%
Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А112М4
2.2 Определение частоты вращения и угловой скорости каждого вала
По формуле (2.5) определяем угловую скорость вала двигателя
;
;
nдв.
=1444,5 об/мин.
По схеме привода (рис.1) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала
; ;
; ;
; ;
; ;
;
; ;
;
;
;
; ;
;
;
что близко к полученному в п.2.1.
2.3 Определение мощностей и вращающих моментов на каждом валу
Определяем мощность на каждом валу по схеме привода
;
;
;
;
; ;
; ;
; ;
; ;
; ;
; ;
что близко к определенному ранее в п.2.1.
Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле
(Нм) (2.10)
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм.
Проверка:
(2.11)
;
Нм
Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.
Таблица 1
Параметры кинематического расчета
| № вала | n, об/мин | ω, рад/с | Р, кВт | Т, Нм | U |
| Дв. | 1444,5 | 151,27 | 4,15 | 27,43 | 3 |
| I | 481,5 | 50,42 | 3,985 | 79,03 | |
| 1 | |||||
| II | 481,5 | 50,42 | 3,866 | 76,67 | |
| 3 | |||||
| III | 160,5 | 16,8 | 3,674 | 218,69 | |
| 1 | |||||
| IV | 160,5 | 16,8 | 3,565 | 212,2 | |
| 3 | |||||
| V | 53,5 | 5,6 | 3,353 | 598,75 | |
| 4 | |||||
| VI | 13,375 | 1,4 | 3,187 | 2276,4 |
3 Расчет закрытой косозубой передачи
3.1 Исходные данные
Мощность на валу шестерни и колеса Р2
=3,866 кВт
Р3
=3,684 кВт
Вращающий момент на шестерне и колесе Т2
=76,67 Нм
Т3
=218,69 Нм
Передаточное число U=3
Частота вращения шестерни и колеса n2
=481,5 об/мин
n3
=160,5 об/мин
Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω2
=50,42 рад/с
ω3
=16.8 рад/с
Передача нереверсивная.
Расположение колес относительно опор симметричное.
3.2 Расчет параметров зубчатой передачи
Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:
шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,
колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.
Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:
(3.1)
где σHlimb
– предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
КHL
– коэффициент долговечности;
[SH
] – коэффициент безопасности;
по [1,c.33]: КHL
=1; [SH
] =1,1.
Определяем σHlimb
по табл.3.2 [1,c.34]:
σHlimb
=2НВ+70; (3.2)
σHlimb
1
=2×270+70; σHlimb
1
=610МПа;
σHlimb
2
=2×250+70; σHlimb
1
=570МПа.
Сделав подстановку в формулу (3.1) получим
; МПа;
; МПа.
Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:
(3.3)
;
МПа.
Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:
(3.4)
где Ка
– числовой коэффициент;
КHβ
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- коэффициент ширины;
Т2
– вращающий момент на колесе (по схеме привода Т2
=Т3
)
Выбираем коэффициенты:
Ка
=43 [1,c.32];
КHβ
=1,1 [1,c.32,табл.3.1];
=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];
Т2
=Т3
=218,69Нм.
Подставив значения в формулу (3.4) получим:
; мм;
Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]
мм.
Определяем модуль [1,c.36]:
(3.5)
;
;
Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль mn
=2,0мм [1,c.36]
Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:
(3.6)
Принимаем предварительно β=12º (β=8º…12º), тогда cosβ=0,978
; ;
Принимаем зуба.
Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:
;
; ; ;
;
; .
Уточняем фактическое передаточное число
;
;
Определяем отклонение передаточного числа от номинального
; .
Допускается ∆U=±3%
Уточняем угол наклона зубьев по формуле (3.16) [1,c.37]:
(3.7)
; ; .
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:
(3.8)
; мм;
; мм.
Проверяем межосевое расстояние
(3.9)
; мм.
Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса
; ;
; ; (3.10)
; (3.11)
мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм
; мм;
; мм;
; мм.
Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψba
<0,4)
;
; ;
0,315>0,223
Значит, условие выполняется.
Определяем окружные скорости колес
; м/с;
;
; м/с;
м/с.
Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 8В [1,c.32].
Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]
(3.12)
где КН
– коэффициент нагрузки:
КН
=КНά
× КНβ
× КН
u
;
КНά
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
КНβ
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;
КН
u
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.
Уточняем коэффициент нагрузки
КНά
=1,09; [1,c.39, табл.3.4]
КН
u
=1; [1,c.40, табл.3.6]
; ; ,
тогда КНβ
=1,2; [1,c.39, табл.3.7]
КН
=1,09×1,2×1; КН
=1,308.
Сделав подстановку в формулу (3.12) получим
;
МПа.
Определяем ∆σН
;
; недогрузки,
что допускается.
Определяем силы в зацеплении
- окружная
; (3.13)
; Н;
- радиальная
; (3.14)
; Н;
- осевую
; (3.15)
; Н.
Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.
Все вычисленные параметры заносим в табл.2.
Таблица 2
Параметры закрытой зубчатой передачи
| Параметр | Шестерня | Колесо |
| mn
,мм |
2 | |
| βº | 10º16’ | |
| ha
,мм |
2 | |
| ht
,мм |
2,5 | |
| h,мм | 4,5 | |
| с, мм | 0,5 | |
| d,мм | 63 | 187 |
| dа
,мм |
67 | 191 |
| df
,мм |
58 | 182 |
| b, мм | 44 | 40 |
| аW
,мм |
125 | |
| v, м/с | 1,59 | 1,58 |
| Ft
, Н |
2431 | |
| Fr
, Н |
899,3 | |
| Fа
, Н |
163,7 | |
4 Расчет тихоходного вала редуктора
4.1 Исходные данные
Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:
Н;
Н;
Н.
;
Н;
Т3
=219Н;
d=187мм;
b=40мм.
По кинематическое схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По закону равенства действия и противодействия :
Fa1
= Fa2
= Fa
;
Ft1
= Ft2
= Ft
;
Fr
1
= Fr
2
= Fr
.
Схема усилий приведена на рис.3.
Рис.3 Схема усилий, действующих на валы редуктора
4.2 Выбор материала вала
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности σв
= 700МПа
[1,c.34, табл.3.3].
Определяем пределы выносливости материала вала присимметричном цикле изгиба и кручения
[1,c.162]
[1,c.164]
; МПа;
; .
4.3 Определение диаметров вала
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой израсчёта на чистое кручение
(4.1)
где [τк
]=(20…40)Мпа [1,c.161]
Принимаем [τк
]=30Мпа.
; мм.
Согласовываем dв
с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой
Тр3
=Т3
×К (4.2)
где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.
К=1,3…1,5 [1,c.272, табл.11.3]
Принимаем К=1,5
Подставляя в формулу (4.2) находим:
Тр3
=219×1,5;
Тр3
=328,5Нм.
Необходимо соблюдать условие
Тр3
<[T] (4.3)
где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.
В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]
Тогда принимаем окончательно
dм2
=40мм;
lм2
=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.
Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой
;
; мм.
Так как соединение валов стандартной муфтой возможно.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа
40:
мм.
Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.4), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.
Рис.4 Приближенная конструкция ведомого вала
мм;
мм – диаметр под уплотнение;
мм – диаметр под подшипник;
мм – диаметр под колесо.
4.4 Эскизная компоновка ведомого вала
Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник №308, у которого Dп
=90мм; Вп
=23мм [1,c.394, табл.П3].
Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.5).
Рис.5 Эскизная компоновка ведомого вала
е=(8…12)мм – расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса редуктора;
К=(10-15)мм – расстояние от внутренней стенки корпуса до торца зубчатого колеса.
Принимаем
lст
=b+10мм – длина ступицы колеса:
lст
=40+10=50мм;
(30…50)мм - расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.
Принимаем 40мм.
Определяем размеры а, b, с и L.
а=b=Вп/2+е+К+lст/2;
а=b=23/2+10+11+50/2;
а=b=57,5мм
Принимаем а=b=58мм.
с= Вп/2+40+lм/2;
с=23/2+40+82/2;
с=93,5мм
Принимаем с=94мм.
L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;
L=23/2+58+5
L=262,5мм;
Принимаем L=280мм.
4.5 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа
=[Fa×d/2]:
mа
=164·187×10-3
/2;
mа
=30,7Н×м.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1åmАу
=0
-RBy
·(a+b)+Fr
·a- mа
=0
RBy
=(Fr
·а- mа
)/ (a+b);
RBy
= (899·0,058-30,7)/ 0,116;
RBy
==184,8Н
Принимаем RBy
=185Н
2åmВу
=0
RА
y
·(a+b)-Fr
·b- mа
=0
RА
y
==(Fr
·b+ mа
)/ (a+b);
RА
y
=(899·0,058+30,7)/ 0,116;
RА
y
=714,15Н
Принимаем RА
y
=714Н
Проверка:
åFКу
=0
RА
y
- Fr
+ RBy
=714-899+185=0
Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у
=0;
М2у
= RА
y
·а;
М2у
=714·0,058;
М2у
=41,4Нм;
М2’у
= М2у
- mа
(слева);
М2’у
=41,4-30,7;
М2’у
=10,7Нм;
М3у
=0;
М4у
=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му
, Нм (рис.6)
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1åmАх
=0;
Рис.6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.
FМ
·(a+b+с)-RВх
·(a+b)- Ft
·a=0;
972·(0,058+0,058+0,094)-RВх
·(0,058+0,058)-2431·0,058=0;
RВх
=(204.12-141)/0,116;
RВх
=544,13Н
RВх
»544Н
2åmВх
=0;
-RАх
·(a+b)+Ft
·b+Fм
·с= 0;
RАх
=(2431×0,058+972×0,094)/0,116;
RАх
=2003,15Н
RАх
»2003Н
Проверка
åmКх
=0;
-RАх
+ Ft
- Fм
+RВх
=-2003+2431-972+544=0
Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х
=0;
М2х
= -RАх
·а;
М2х
=-2003·0,058:
М2х
=-116,2Нм;
М3х
=- Fм
·с;
М3х
=-972·0,094;
М3х
=-8,65Нм
М4х
=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх
.
Крутящий момент
ТI-I
=0;
ТII-II
=T1
=Ft
·d/2;
ТII
-
II
=2431×187×10-3
/2;
ТII
-
II
=227,3Нм
5 Расчет быстроходного вала редуктора
5.1 Исходные данные
Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:
Н;
Н;
Н.
;
Н;
Т3
=212,2Н;
d=63мм;
b=44мм.
Схема усилий, действующих на валы редуктора приведена на рис.3.
5.2 Выбор материала вала
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности σв
= 700МПа
[1,c.34, табл.3.3].
Определяем пределы выносливости материала вала присимметричном цикле изгиба и кручения
[1,c.162]
[1,c.164]
; МПа;
; .
5.3 Определение диаметров вала
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой израсчёта на чистое кручение по формуле (4.1):
; мм.
Согласовываем dв
с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой по формуле (4.2):
Тр3
=Т3
×К
где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.
К=1,3…1,5 [1,c.272, табл.11.3]
Принимаем К=1,5
Подставляя в формулу (4.2) находим:
Тр3
=219×1,5;
Тр3
=328,5Нм.
Необходимо соблюдать условие (4.3)
Тр3
<[T]
где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.
В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]
Тогда принимаем окончательно
dм2
=40мм;
lм2
=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.
Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой
;
; мм.
Так как соединение валов стандартной муфтой возможно.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа
40:
мм.
Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм.
Рис.7 Приближенная конструкция ведущего вала
мм;
мм – диаметр под уплотнение;
мм – диаметр под подшипник;
мм – диаметр под колесо.
5.4 Определение возможности изготовления вала-шестерни
Определяем размер х (рис.8)
(5.1)
Рис.8 Схема для определения размера х
По ГОСТ23360-78 для диаметра 45мм предварительно выбираем шпонку сечением b×h=14×9мм. Подставив в формулу (5.1) значения получим
; мм,
так как размер получился отрицательный, значит изготовление вала и шестерни отдельно невозможно. Определяем размеры вала-шестерни (рис.9).
Рис.9 Приближенная конструкция вала-шестерни
мм;
мм – диаметр под уплотнение;
мм – диаметр под подшипник;
мм – диаметр технологического перехода;
мм – диаметр впадин зубьев;
мм – диаметр вершин зубьев;
мм – делительный диаметр.
5.5 Эскизная компоновка вала-шестерни
Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник №308, у которого Dп
=90мм; Вп
=23мм [1,c.394, табл.П3].
Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.10).
l=(0,8…1)×dа
– расстояние между серединами подшипников;
l=(0,8…1)×67; принимаем l=60мм;
а=b=l/2;
а=b=30мм;
(30…50)мм - расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.
Принимаем 40мм.
с= Вп/2+40+lм/2;
с=23/2+40+82/2;
с=93,5мм
Принимаем с=94мм.
L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;
L=23/2+30+30+94+82/2;
L=206,5мм;
Принимаем L=210мм.
Рис.10 Эскизная компоновка вала-шестерни
5.6 Расчет вала-шестерни на изгиб с кручением.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа
=[Fa×d/2]:
mа
=164·63×10-3
/2;
mа
=5,2Н×м.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1åmАу
=0
-RBy
·(a+b)+Fr
·a- mа
=0
RBy
=(Fr
·а- mа
)/ (a+b);
RBy
= (899·0,03-5,2)/ 0,06;
RBy
==362,8Н
Принимаем RBy
=363Н
2åmВу
=0
RА
y
·(a+b)-Fr
·b- mа
=0
RА
y
==(Fr
·b+ mа
)/ (a+b);
RА
y
=(899·0,03+5,2)/ 0,06;
RА
y
=536,16Н
Принимаем RА
y
=536Н
Проверка:
åFКу
=0
RА
y
- Fr
+ RBy
=536-899+363=0
Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у
=0;
М2у
= RА
y
·а;
М2у
=536·0,03;
М2у
=16,1Нм;
М2’у
= М2у
- mа
(слева);
М2’у
=16,1-5,2;
М2’у
=10,9Нм;
М3у
=0;
М4у
=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му
, Нм (рис.11)
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1åmАх
=0;
FМ
·(a+b+с)-RВх
·(a+b)- Ft
·a=0;
972·(0,03+0,03+0,094)-RВх
·(0,03+0,03)-2431·0,03=0;
RВх
=(149,7-72,9)/0,06;
RВх
=1279,3Н
RВх
»1279Н
2åmВх
=0;
-RАх
·(a+b)+Ft
·b+Fм
·с= 0;
RАх
=(2431×0,03+972×0,094)/0,06;
RАх
=2738,3Н
RАх
»2738Н
Проверка
åmКх
=0;
-RАх
+ Ft
- Fм
+RВх
=-2738+2431-972+1279=0
Назначаем характерные точки 1,2,2ё’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х
=0;
М2х
= -RАх
·а;
М2х
=-2738·0,03:
Рис.11 Эпюры изгибающих и крутящих моментов вала-шестерни
М2х
=-82,2Нм;
М3х
=- Fм
·с; М3х
=-972·0,094; М3х
=-8,65Нм
М4х
=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх
.
Крутящий момент
ТI
-
I
=0;
ТII
-
II
=T1
=Ft
·d/2; ТII
-
II
=2431×63×10-3
/2; ТII
-
II
=76,6Нм
6 Подбор подшипников быстроходного вала
Исходные данные
n2
=nII
=481,5мин-1
;
dп2
=40мм;
RА
y
=536Н;
RАх
=2738Н;
RBy
=363Н;
RВх
=1279Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники
;
;
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа
(см. рис.11).
;
;
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;
;
Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по dп2
=40мм [1,c.217, табл.9.22].
Подшипник № 208, у которого:
Dn
1
=80мм;
Вn
1
=18мм;
С0
=17,8кН – статическая грузоподъемность;
С=32кН – динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл.П3].
Определяем коэффициент осевого нагружения по отношению .
; ;
При е=0,19 [1,c.212, табл.9.18].
Так как меньших значений отношения нет ориентировочно считаем е=0,15
Проверяем выполнение неравенства
;
где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
.
Определяем номинальную долговечность подшипников в часах
[1,c.211]; (6.1)
Fэ
=V×Fr2
×Kd
×Kτ
; [1,c.212];
где Kd
- коэффициент безопасности;
Kd
=1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем Kd
=1,5;
Kτ
– температурный коэффициент;
Kτ
=1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ
=1×2790×1,5×1; Fэ
=4185Н=4,185кН.
Подставляем в формулу (6.1):
; ч.
По условию срок службы редуктора – 4 года в две смены. Исходя из того, что в году 260 рабочих дней имеем:
Lзад
=260×8×2×4; Lзад
=16640ч:
Lзад
>Lh
.
Необходимо выбрать подшипник средней серии по dп2
=40мм [1,c.217, табл.9.22].
Подшипник № 308, у которого:
Dn
1
=90мм;
Вn
1
=23мм;
С0
=22,4кН – статическая грузоподъемность;
С=41кН – динамическая грузоподъемность.
Подставляем в формулу (6.1):
; ч.
Сейчас условие Lзад
<Lh
выполняется.
7 Подбор подшипников тихоходного вала
Исходные данные
n3
=nIII
=160,5мин-1
;
dп3
=40мм;
RА
y
=714Н;
RАх
=2003Н;
RBy
=185Н;
RВх
=544Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники
;
;
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа
(см. рис.6).
;
;
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;
;
Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по dп3
=40мм [1,c.217, табл.9.22].
Подшипник № 208, у которого:
Dn
2
=80мм;
Вn
2
=18мм;
С0
=17,8кН – статическая грузоподъемность;
С=32кН – динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл.П3].
Определяем коэффициент осевого нагружения по отношению .
; ;
При е=0,19 [1,c.212, табл.9.18].
Так как меньших значений отношения нет ориентировочно считаем е=0,15
Проверяем выполнение неравенства
;
где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
.
Определяем номинальную долговечность подшипников в часах
[1,c.211]; (6.1)
Fэ
=V×Fr2
×Kd
×Kτ
; [1,c.212];
где Kd
- коэффициент безопасности;
Kd
=1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем Kd
=1,5;
Kτ
– температурный коэффициент;
Kτ
=1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ
=1×2126×1,5×1; Fэ
=3189Н=3,189кН.
Подставляем в формулу (6.1):
; ч.
Условие Lзад
<Lh
выполняется.
8 Подбор и проверочный расчет шпонки быстроходного вала
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4].
Рис.12 Сечение вала по шпонке
Для выходного конца быстроходного вала при d=34 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8 мм2
при t=5мм (рис.12).
При длине ступицы муфты lМ
=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и
условия прочности определяем по формуле:
где Т – передаваемый момент, Н×мм; ТII
=76,7Н
lр
– рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр
=l-b,мм;
[s]см
– допускаемое напряжение смятия.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]см
=110…190 Н/мм2
) вычисляем:
Условие выполняется.
9 Подбор и проверочный расчет шпонок тихоходного вала
Для выходного конца тихоходного вала при d=34 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8 мм2
при t=5мм. ТII
=218,7Н
При длине ступицы муфты lМ
=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]см
=110…190 Н/мм2
) и ТIII
=218,7Н вычисляем:
Условие выполняется.
Для соединения тихоходного вала со ступицей зубчатого колеса при d=45 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2
при t=5,5мм. При lст
=50 мм выбираем длину шпонки l=40мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([s]см
=70…100 МПа) и ТIII
=218,7Н:
Условие выполняется.
Выбранные данные сведены в табл.3.
Таблица 3
Параметры шпонок и шпоночных соединений
| Параметр | Вал-шестерня - полумуфта | Вал-полумуфта | Вал-колесо |
| Ширина шпонки b,мм | 10 | 10 | 14 |
| Высота шпонки h,мм | 8 | 8 | 9 |
| Длина шпонки l,мм | 70 | 70 | 40 |
| Глубина паза на валу t,мм | 5 | 5 | 5,5 |
| Глубина паза во втулке t1
,мм |
3,3 | 3,3 | 3,8 |
10 Выбор системы и вида смазки.
Скорость скольжения в зацеплении VS
= 1.59 м/с. Контактные напряжения sН
= 482,7 Н/мм2
. По таблице 10.29 из [3] выбираем масло И-Т-Д-680.
Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм
(рис.12):
Рис.13 Схема определения уровня масла в редукторе
hм
max
£ 0.25d2
= 0.25×183 = 46мм;
hм
min
= 2×m = 2×2 = 4мм.
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.
Объем масляной ванны
V = 0.65×PII
= 0.65×3,866 = 2.5 л.
Контроль уровня масла производится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.
И для вала-шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
11 Сборка редуктора
Для редуктора принимаем горизонтальную конструкцию разъемного корпуса, изготовленного литьем из серого чугуна СЧ15. Устанавливаем зубчатую пару с подшипниками. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса внутренний контур стенок провести с зазором х=8…10мм [3]; такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес принимаем у³4х; у³(32…40)мм
Для малонагруженных редукторов (Т2
£500Нм) определяем толщины стенок крышки и основания корпуса
; мм, принимаем мм.
Для крепления крышек подшипников в корпусе и крышке предусматриваем фланцы. Крышки торцовые для подшипников выбираем по табл.143 (глухие) и 144 (с отверстием для манжетного уплотнения) [2, т.2, с.255].
Для быстроходного вала:
крышка торцовая глухая типа 2 исполнения 2 диаметром D=90мм ГОСТ18511-73;
крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения типа 1 исполнения 2 диаметром D=90мм ГОСТ18512-73.
Для тихоходного вала:
крышка торцовая глухая типа 2 исполнения 2 диаметром D=80мм ГОСТ18511-73;
крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения типа 1 исполнения 2 диаметром D=80мм ГОСТ18512-73.
Прорисовываем корпус и крышку редуктора с учетом рекомендаций [3.с.219].
Устанавливаем верхнюю крышку на винты и закручиваем пробки.
Список использованной литературы
1. С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987г.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999
3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991
4. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Выш. школа, 1978