Исходные данные для проектирования
Выходная мощность Рвых
= 1,1 кВт; число оборотов выходного вала nвых
= 35; режим работы – тяжелый; срок службы привода – 3 года (рабочих дней – 300, одна смена длится 8 часов, число смен работы – 3); передаточное число редуктора Uр
= 14; первая ступень редуктора – прямозубая; разработать рабочий чертеж большего шкива клиноременной передачи.
1. Выбор электродвигателя (ЭД) и расчет основных параметров для всех ступеней передачи
1) Мощность на валу электродвигателя передается всем приводом, состоящим из клиноременной передачи и редуктора. Ее значение определяем по потребной мощности:
где Р – требуемая мощность электродвигателя, кВт
Рвых
– требуемая мощность на выходном валу привода, кВт
hобщ
– общий КПД привода,
где h12
, h34
, h56
– КПД первой, второй и третьей ступени привода соответственно.
В соответствии с рекомендациями с. 3 [1] принимаем:
h12
= 0,96
h34
= h56
= 0,98
Тогда:
кВт
По табл. 1.1 (с. 4, [1]) принимаем асинхронный короткозамкнутый обдуваемый двигатель 4А80В4У3 с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, мощностью Рдв
= 1,5 кВт и асинхронной частотой 1415 об/мин.
2) Передаточное число привода определяется из выражения:
где nдв
– асинхронная частота вращения вала ЭД, об/мин
nвых
– заданная частота вращения выходного вала привода, об/мин.
Тогда:
Передаточное число клиноременной передачи:
3) Общее передаточное число редуктора определяется из выражения:
где UБ
– передаточное число первой (быстроходной) ступени редуктора,
UТ
– передаточное число второй (тихоходной) ступени редуктора.
По рекомендациям табл. 1.4 (с. 8, [1]) принимаем:
Принимаем UТ
= 3,5.
Тогда:
Тогда:
– разбивка произведена точно.
4) Определяем расчетные параметры для ступеней привода.
Расчетная мощность на валах привода определяется по формулам:
РI
= Рдв
; РII
= РI
×h12
; РIII
= РII
×h34
; РIV
= РIII
×h56
где Рдв
– мощность на валу электродвигателя, кВт;
h12
, h34
, h56
, – КПД соответствующих ступеней привода.
Частота вращения валов привода определяется из соотношений:
nI
= nдв
; ; ;
где nдв
– асинхронная частота вращения вала привода, об/мин;
n I –
IV
– частоты вращения соответствующих валов привода, об/мин.
Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:
, Н×м,
где Р – мощность, передаваемая валом, кВт;
n – частота вращения вала, об/мин.
Все расчеты по вышеприведенным формулам сведем в таблицу 1.1.
Таблица 1.1
| Номер вала |
КПД ступени привода |
Мощность на валу Р, кВт |
Передаточное число U |
Частота вращения вала, об/мин |
Крутящий момент на валу, Н×м |
||
| I |
0,96 |
- |
1,5 |
2,89 |
- |
1415 |
10,1 |
| II |
0,98 |
1,44 |
4 |
490 |
28,1 |
||
| III |
0,98 |
1,41 |
3,5 |
122,5 |
110 |
||
| IV |
- |
1,38 |
- |
35 |
376,5 |
||
2. Расчет зубчатых передач редукторов
2.1 Расчет тихоходной ступени редуктора
Расчет зубчатых передач нашего редуктора начинаем с расчета тихоходной ступени, поскольку в соосных редукторах она нагружена больше, нежели быстроходная ступень.
Суммарное время работы привода в часах определяется по формуле:
где Lгод
– срок службы привода, лет;
С – число смен работы привода;
300 – количество рабочих дней в году;
8 – число рабочих часов за одну смену.
Тогда:
ч.
Выбор термической обработки заготовок
По табл. 2.2 (с. 10, [1]) выбираем материал для изготовления зубчатых колес – сталь 12ХН3А. Принимаем твердость рабочих поверхностей зубьев > НВ 350. В этом случае зубья во время работы не прирабатываются и обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется. Выбираем термообработку – улучшение + цементация + закалка. Твердость поверхности HRC 56…63, сердцевины НВ 300…400.
Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений
1) Средние значения твердостей зубьев:
2) Предельные характеристики материалов:
sВ
= 1000 МПа, sТ
= 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]).
3) Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость:
(см. табл. 2.5, [1]).
В этих формулах:
sОН
– длительный предел контактной выносливости
МПа (см. табл. 2.6, [1]);
SН
– коэффициент безопасности, SН
= 1,2 (см. табл. 2.6, [1]).
Тогда:
МПа.
NНО
– число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; NНО
= 200×106
(рис. 2.1, [1]);
NНЕ
– эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость:
КНЕ
– коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы КНЕ
= 0,5 (табл. 2.4, [1]);
NS
– суммарное число циклов перемены напряжений
где ni
– частота вращения i-го зубчатого колеса.
Для шестерни: NS1
= 60×21600×122,5 = 158,8×106
циклов
Для колеса: NS2
= 60×21600×35 = 45,4×106
циклов
Таким образом,
циклов
циклов
Так как NНЕ1
< NНО
и NНЕ2
< NНО
, то:
МПа
МПа
В качестве принимаем меньшее из и , т.е. = 1330 МПа.
Предельное допускаемое напряжение определим по формуле:
МПа
Условие < выполняется.
4) Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:
(см. табл. 2.5, [1]).
В этих формулах:
sО
F
– длительный предел изгибной выносливости
МПа (см. табл. 2.6, [1]);
SF
– коэффициент безопасности, SF
= 1,55 (см. табл. 2.6, [1]).
Тогда:
МПа.
NFЕ
– эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость:
КFЕ
– коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы КFЕ
= 0,2 (табл. 2.4, [1]);
Таким образом,
Для шестерни: циклов
Для колеса: циклов
Так как NF
Е1
> 4×106
циклов и NF
Е2
> 4×106
циклов, то принимаем NF
Е1
= NF
Е2
= 4×106
циклов.
Тогда:
МПа
Так как МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется.
Определение коэффициента нагрузки
По рекомендациям стр. 21 и 24 ([1]) принимаем для 7–9 степени точности зубчатых колес и соосной схемы редуктора:
– коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость = 1,75;
– коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость = 1,8.
Проектирование зубчатой передачи
1) Определение предварительного значения межосевого расстояния производим по формуле:
, мм
Здесь: Т2
– номинальный вращающий момент на валу колеса, Н×м;
U – передаточное число;
КН
– коэффициент расчета на контактную выносливость;
yba
– коэффициент ширины зубчатых колес передачи, yba
= 0,4 (см. табл. 2.9 с. 18, [1]);
– допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость, МПа.
Тогда:
мм
По табл. 3.2 (с. 22, [1]) принимаем аw
= 100 мм.
2) Определение рабочей ширины зубчатых колес.
Рабочая ширина колеса: мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69).
Ширина шестерни: b1
= b2
+ (2…4) = 40 + 4 = 44 мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b1
= 45 мм.
3) Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле:
m = (0,01…0,02)×аw
= 1,0…2,0 мм.
По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм.
4) Суммарное число зубьев:
5) Число зубьев зубчатых колес:
шестерни , принимаем z1
= 22
колеса = 100 – 22 = 78
6) Определяем фактическое значение передаточного числа:
Ошибка: % = 1,4% < 4%, что допустимо.
Проверка зубьев на выносливость при изгибе
1) Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле:
где YF
2
– коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.
По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF
2
= 3,6.
Тогда:
МПа < МПа
2) Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
где YF
1
– коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.
По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF
1
= 3,9.
Тогда:
МПа < МПа
Определение основных параметров зубчатого зацепления
1) Диаметры делительных окружностей:
мм
мм
Проверка: мм – равенство выполняется.
2) Диаметры окружностей вершин:
мм
мм
3) Диаметры окружностей впадин:
мм
мм
Силы, действующие в зацеплении
1) Окружная сила:
Н
2) Радиальная сила:
Н
2.2 Расчет быстроходной ступени редуктора
Выбор термической обработки заготовок
Для уменьшения сортамента материала, применяемого при изготовлении редуктора, для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора применяем ту же сталь, что и тихоходной ступени редуктора, а именно сталь 12ХН3А с цементацией после улучшения и закалки.
Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений
1) Средние значения твердостей зубьев:
(см. выше)
2) Предельные характеристики материалов:
sВ
= 1000 МПа, sТ
= 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]).
3) Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость:
(см. табл. 2.5, [1]).
В этих формулах:
sОН
– длительный предел контактной выносливости
МПа (см. табл. 2.6, [1]);
SН
– коэффициент безопасности, SН
= 1,2 (см. табл. 2.6, [1]).
Тогда:
МПа.
NНО
– число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; NНО
= 200×106
(рис. 2.1, [1]);
NНЕ
– эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость:
КНЕ
– коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы КНЕ
= 0,5 (табл. 2.4, [1]);
NS
– суммарное число циклов перемены напряжений
где ni
– частота вращения i-го зубчатого колеса.
Для шестерни: NS1
= 60×21600×490 = 635×106
циклов
Для колеса: NS2
= 60×21600×122,5 = 158,8×106
циклов
Таким образом,
циклов
циклов
Так как NНЕ1
> NНО
, то и NНЕ1
= NНО
= 200×106
, и тогда:
МПа
МПа
В качестве принимаем меньшее из и , т.е. = 1330 МПа.
МПа.
Условие < выполняется.
4) Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:
(см. табл. 2.5, [1]).
В этих формулах:
sО
F
– длительный предел изгибной выносливости
МПа (см. табл. 2.6, [1]);
SF
– коэффициент безопасности, SF
= 1,55 (см. табл. 2.6, [1]).
Тогда:
МПа.
NFЕ
– эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость:
КFЕ
– коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы КFЕ
= 0,2 (табл. 2.4, [1]);
Таким образом,
Для шестерни: циклов
Для колеса: циклов
Так как NF
Е1
> 4×106
циклов и NF
Е2
> 4×106
циклов, то принимаем NF
Е1
= NF
Е2
= 4×106
циклов.
Тогда:
МПа
Так как МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется.
Определение коэффициента нагрузки
1) Определяем коэффициент ширины быстроходной ступени по формуле:
где U – передаточное число быстроходной ступени, U = 4;
аw
– межосевое расстояние, полученное при расчете тихоходной ступени, аw
= 100 мм;
КН
– коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость. По рекомендациям на с. 21 ([1]), КН
= 1,75;
Т2
– крутящий момент на валу шестерни быстроходной ступени, Т2
= 110 Н×м.
Подставляя значения в формулу, получаем:
Принимаем yba
= 0,2 (см. рекомендации с. 26, [1]).
Коэффициент нагрузки на изгибную выносливость принимаем по рекомендациям на с. 24 ([1]) КF
= 1,8.
Проектирование зубчатой передачи
1) Межосевое расстояние получаем из расчета тихоходной ступени редуктора:
аw
= 100 мм.
2) Определение рабочей ширины зубчатых колес.
Рабочая ширина колеса: мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b2
= 20 мм.
Ширина шестерни: b1
= b2
+ (2…4) = 20 + 2 = 22 мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69).
3) Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле:
m = (0,01…0,02)×аw
= 1,0…2,0 мм.
По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм.
4) Суммарное число зубьев:
5) Число зубьев зубчатых колес:
шестерни , принимаем z1
= 20
колеса = 100 – 20 = 80
6) Определяем фактическое значение передаточного числа:
Проверка зубьев на выносливость при изгибе
1) Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле:
где YF
2
– коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.
По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF
2
= 3,6.
Тогда:
МПа < МПа
2) Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
где YF
1
– коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.
По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF
1
= 3,9.
Тогда:
МПа < МПа
Определение основных параметров зубчатого зацепления
1) Диаметры делительных окружностей:
мм
мм
Проверка: мм – равенство выполняется.
2) Диаметры окружностей вершин:
мм
мм
3) Диаметры окружностей впадин:
мм
мм
Силы, действующие в зацеплении
1) Окружная сила:
Н
2) Радиальная сила:
Н
3. Проектирование ременной передачи
Ременная передача – это вид механической передачи, осуществляемой при помощи ремня, натянутого на шкивы. Передача крутящего момента происходит посредством силы трения, возникающей между шкивами и ремнем при его натяжении.
Клиноременная передача – частный случай ременной передачи с ремнем в сечении трапецеидальной формы (клиновых). Благодаря повышенному сцеплению со шкивами, обусловленному эффектом клина, несущая способность клиновых ременных передач выше, чем плоскоременных. Поэтому в нашем курсовом проекте мы будем использовать передачу с клиновым ремнем.
3.1 Расчет ременной передачи
1) Выбираем сечение ремня.
По графику рис. 11 ([2]) выбираем ремень сечением А с размерами (см. табл. 1, [2]): Wр
= 11 мм, W = 13 мм, Т0
= 8 мм, площадью сечения А = 81 мм2
, масса одного метра длины ремня = 0,105 кг/м, минимальный диаметр ведущего шкива dmin
= 90 мм.
2) Определяем диаметры шкивов.
С целью увеличения рабочего ресурса передачи принимаем d1
> dmin
. Из стандартного ряда ближайшее большее значение d1
= 100 мм. Расчетный диаметр ведомого (большего) шкива:
где x – коэффициент скольжения, x = 0,01;
U – передаточное число клиноременной передачи, U = 2,89 (см. раздел 1 КП).
Тогда:
мм
Округляем d2
до ближайшего стандартного значения. Тогда: d2
= 280 мм.
Уточняем передаточное число клиноременной передачи:
Отличие от заданного передаточного числа:
% = 2,1% < 5%, что допустимо.
3) Межосевое расстояние ременной передачи:
мм
мм
Принимаем промежуточное стандартное значение а = 300 мм.
4) Определяем расчетную длину ремня:
мм
Ближайшее стандартное значение по табл. 1 ([2]): Lр
= 1250 мм.
5) Уточняем межосевое расстояние:
где мм
мм
Тогда:
мм
Принимаем ауточн
= 315 мм.
6) Для установки и замены ремней предусматриваем возможность уменьшения а на 3% (т.е. на 0,03×315 = 9,5 мм). Для компенсации удлинения ремней во время эксплуатации предусматриваем возможность увеличения а на 5,5% (т.е. на 0,055×315 = 17,3 мм).
7) Определяем угол обхвата ремнями ведущего шкива:
8) Для определения числа ремней определяем коэффициенты: угла обхвата Сa
= 0,91 (табл. 6, с. 22, [2]); длины ремня СL
= 0,96 (табл. 8, с. 23, [2], Lр
= 1250 мм); режима работы Ср
= 1,6 (табл. 10, с. 24, [2], режим тяжелый, число смен работы – три); числа ремней Сz
= 0,95 (табл. 4, с. 20, [2], приняв ориентировочно z = 2…3).
По табл. 7 (с. 22, [2]) находим номинальную мощность Р0
= 1,494 кВт, передаваемую одним ремнем сечением А с расчетной длиной Lр
= 2240 мм, при d1
= 100 мм, Uуточн
= 2,83 и n1
= 1415 об/мин.
Определяем расчетную мощность, передаваемую одним ремнем:
кВт.
Определяем число ремней:
Принимаем число ремней z = 2.
9) Окружная скорость ремней:
м/с
10) Начальное натяжение каждой ветви одного ремня:
Н
где q = 0,105 – коэффициент центробежных сил (табл. 11, с. 24, [2]).
11) Силы, действующие на валы и опоры:
Н
12) Средний рабочий ресурс принятых ремней:
ч
где Тср
= 2000 ч (ресурс работы ремней по ГОСТ 1284.2–89);
К1
= 0,5 – коэффициент для тяжелого режима работы;
К2
= 1 – коэффициент климатических условий.
13) Суммарное число ремней zS
, необходимое на весь срок службы привода Lпр
= 21 600 ч:
шт.
14) По результатам расчетов принят:
Ремень А – 1250 Ш ГОСТ 1284.1–80 – ГОСТ 1284.3–80.
3.2 Конструирование шкива
В соответствии с заданием необходимо сконструировать ведомый (больший) шкив.
Эскиз шкива приведен на рис. 2.
Рис. 2 Эскиз шкива ременной передачи
Для ремня сечением А по табл. 12 (с. 27, [2]) выбираем размеры профиля канавок шкива: f = 10 мм, е = 15 мм, lр
= 11 мм, h = 8,7 мм, b*
= 3,3 мм.
С учетом того, что количество ремней z = 2, конструктивно ширина шкива получается равной 35 мм:
мм
По ГОСТ 6636–69 принимаем М = 36 мм.
В соответствии с расчетом диаметр шкива dр
= d2
= 280 мм.
Наружный диаметр шкива мм.
Принимаем для изготовления шкива чугун СЧ 15 ГОСТ 1412–85.
Толщина обода d для чугунного шкива:
мм
Принимаем d = 10 мм.
Внутренний диаметр обода шкива:
мм
Толщина диска шкива:
мм
Принимаем С = 14 мм.
Диаметр вала:
мм
По конструктивным соображениям принимаем dв
= 22 мм.
Диаметр ступицы для чугунных шкивов:
мм
Принимаем dст
= 36 мм.
Длина ступицы:
мм
По конструктивным соображениям принимаем lст
= 36 мм.
Для снижения массы шкивов и удобства транспортировки в диске выполним 6 отверстий диаметром dотв
= 20 мм. Диаметр окружности, на котором выполняем отверстия, принимаем равным 206 мм (по конструктивным соображениям).
Для передачи вращающего момента от шкива на ведущий вал редуктора предусматриваем шпоночное соединение. Поскольку диаметр вала = 22 мм, то принимаем шпонку (прил. 2, с. 57 [2]) сечением b´h = 6´6 мм при стандартной глубине паза ступицы t2
= 2,8 мм (общая глубина паза ступицы проектируемого шкива 6,3 мм).
Для исключения концентрации напряжений между ступицей шкива и диском шкива предусматриваем скругление радиусом = 8 мм.
Для более легкого захода вала редуктора в шкив предусматриваем фаски глубиной 2 мм.
На наиболее важные параметры шкива назначаем посадки (Н7 – для диаметра вала, Js7 – для шпоночного паза) и отклонения размеров (+0,2 мм для глубины паза ступицы).
На отдельные поверхности шкива назначаем шероховатости: на диаметр отверстия ступицы 1,6 мкм; на торцы шкива 3,2 мкм; на рабочие поверхности канавок шкива 2,5 мкм; на боковые (рабочие) поверхности шпоночного паза 1,6 мкм; на нерабочую поверхность шпоночного паза 3,2 мкм; неуказанная шероховатость 25 мкм.
На наиболее важные поверхности шкива назначаем допуски и отклонения формы: цилиндричность 0,007 мм (допуск на размер 22Н7 равен 21 мкм); перпендикулярность 0,02 мм; параллельность 0,02 мм; симметричность 0,08 мм. Все отклонения формы (кроме цилиндричности) назначаются относительно базовой поверхности А (диаметра отверстия ступицы).
4. Предварительная компоновка редуктора
4.1 Предварительный расчет валов
Предварительный расчет валов выполняется для ориентировочного определения их диаметров и размещения валов в корпусе редуктора вместе с подшипниками и зубчатыми колесами.
Диаметр вала определяем из условия прочности:
где t – напряжения кручения вала, МПа,
[t] – допускаемые напряжения кручения вала, [t] = 25 МПа,
Т – момент на валу, Н×м,
D – диаметр вала, мм.
Тогда:
, мм
Определяем диаметры:
– на входном валу мм, принимаем dII
= 18 мм;
– на промежуточном валу мм, принимаем dIII
= 28 мм;
– на выходном валу мм, принимаем dIV
= 45 мм.
По конструктивным соображениям (см. проектирование шкивов ременной передачи) диаметр входного вала принимаем = 22 мм, диаметр под подшипниками выбираем = 25 мм.
Диаметр промежуточного вала оставляем = 28 мм, диаметры под подшипники принимаем = 30 мм, диаметр под зубчатым колесом быстроходной ступени = 36 мм, тихоходную оформляем как вал – шестерню.
Диаметр выходного вала оставляем = 45 мм, диаметры под подшипники принимаем = 50 мм, диаметр под зубчатым колесом = 56 мм.
4.2 Предварительный выбор подшипников
Предварительный выбор подшипников производим по диаметру, назначенному под подшипники на соответствующем валу. По возможности принимаем особолегкую и легкую серию, чтобы при проверочном расчете была возможность перейти на среднюю или тяжелую серии, если будет необходимо.
1) На входном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии №205 по ГОСТ 8338–75 с d = 25 мм, D = 52 мм, В = 15 мм, r = 1,5 мм, dш
» 8 мм, С = 14000 Н, С0
= 6950 Н;
2) На промежуточном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии №306 по ГОСТ 8338–75 с d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм, r = 2,0 мм, dш
» 12 мм, С = 28100 Н, С0
= 14600 Н;
3) На выходном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии №210 по ГОСТ 8338–75 с d = 50 мм, D = 90 мм, В = 20 мм, r = 2,0 мм, dш
» 13 мм, С = 35100 Н, С0
= 19800 Н.
4.3 Проектирование шпоночных соединений и проверка их прочности
Исходя из эскизной компоновки редуктора, выбираем шпонки на валах редуктора:
1) На входном валу принимаем шпонку длиной l = 36 мм, шириной b = 6 мм, высотой h = 6 мм, глубинами паза вала t1
= 3,5 мм и втулки t2
= 2,8 мм;
2) На промежуточном валу принимаем шпонку длиной l = 28 мм, шириной b = 10 мм, высотой h = 8 мм, глубинами паза вала t1
= 5,0 мм и втулки t2
= 3,3 мм;
3) На выходном валу:
- под зубчатым колесом принимаем шпонку длиной l = 45 мм, шириной b = 16 мм, высотой h = 10 мм, глубинами паза вала t1
= 6,0 мм и втулки t2
= 4,3 мм;
- под муфтой принимаем шпонку длиной l = 56 мм, шириной b = 14 мм, высотой h = 9 мм, глубинами паза вала t1
= 5,5 мм и втулки t2
= 3,8 мм.
После подбора шпонок выполняются проверочные расчеты на прочность по напряжениям смятия и среза. Условие прочности при расчете на смятие:
где d – диаметр вала под шпонкой, мм;
b, h, l, t1
– геометрические размеры шпонки, мм;
Т – крутящий момент на валу, Н×мм;
[s]см
– допускаемые напряжения смятия, МПа (для стальной ступицы [s]см
= 120 МПа, для чугунной ступицы [s]см
= 70 МПа).
Условие прочности при расчете на срез:
где [t]ср
– допускаемые напряжения среза, МПа (для стальной ступицы [t]ср
= 70 МПа, для чугунной ступицы [t]ср
= 40 МПа).
Проверяем шпонки по условиям прочности:
1) На входном валу
МПа МПа
МПаМПа
2) На промежуточном валу
МПа МПа
МПаМПа
3) На выходном валу
- под зубчатым колесом
МПа МПа
МПаМПа
- под муфтой
МПа МПа
МПаМПа
Подбор шпонок произведен правильно.
4.4 Подбор муфты
Для соединения редуктора с транспортирующим устройством принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Эта муфта позволяет компенсировать смещение и несоосность соединяемых валов. По таблице 7.1 (с. 56, [1]) принимаем муфту 500–45–1-У3 ГОСТ 21424–93 с номинальным вращающим моментом Тном
= 500 Н×м, типа 1, с диаметром цилиндрического конца вала 45 мм и отклонением по Н8, климатического исполнения У категории 3, наружным диаметром D £ 170 мм, общей длиной L £ 226 мм, длиной посадочного места полумуфты l = 110 мм. Допускаемые смещения концов полумуфт:
- осевое – 5,0 мм;
- радиальное – 0,3 мм;
- угловое – 1°.
4.5 Выбор типа смазки
Так как окружные скорости колес быстроходной и тихоходной ступеней нашего редуктора составляют 1,0 м/с и 0,3 м/с соответственно, то тип смазки выбираем так:
1) Зубчатых колес редуктора – окунанием в масляную ванну зубчатых колес тихоходной и быстроходной ступеней редуктора на величину ³ 10 мм каждое. По табл. 95 (с. 160, [3]) принимаем масло индустриальное И-50А по ГОСТ 20779–88. Для успешного отвода тепла от зубчатых колес количество масла должно быть не менее 0,5…0,8 л на 1кВт мощности, т.е. не меньше 0,9 л в нашем случае.
2) Подшипников – пластичной смазкой ЦИАТИМ-202 по ГОСТ 11110–75.
5. Проверочный расчет промежуточного вала
5.1 Определение опорных реакций
Определение опорных реакций в подшипниках начинаем с определения расчетной схемы вала. Для этого вычерчиваем в масштабе вал и прикладываем к нему окружные и радиальные силы в середине ступиц зубчатых колес (рис. 3). Точки приложения реакций опор– в середине посадочных мест под подшипники.
Крутящий момент передается валом в пространстве между серединами посадочных мест под зубчатые колеса и составляет Мкр
= 110 Н×м. Строим эпюру крутящих моментов (см. рис. 3).
Определение реакций в подшипниках от действия окружных сил и построение эпюры моментов от действия этих сил
Согласно проектным расчетам зубчатых зацеплений, на промежуточный вал действуют следующие окружные силы:
– от быстроходной передачи Ft
Б
= 1375 Н;
– от тихоходной передачи Ft
Т
= 4827 Н.
Расчетная схема приведена на рис. 3.
Составляем уравнения статики:
Н
Н
Проверка:
– реакции определены правильно.
Строим эпюру моментов Му
(см. рис. 3).
Определение реакций в подшипниках от действия радиальных сил и построение эпюры моментов от действия этих сил
Согласно проектным расчетам зубчатых зацеплений, на промежуточный вал действуют следующие радиальные силы:
– от быстроходной передачи Fr
Б
= 500,5 Н;
– от тихоходной передачи Fr
Т
= 1757 Н.
Расчетная схема приведена на рис. 3.
Составляем уравнения статики:
Н
Н
Проверка:
– реакции определены правильно.
Строим эпюру моментов Мz
(см. рис. 3).
5.2 Проверочный расчет подшипников
При проектировочном расчете валов на промежуточном валу мы приняли шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии №306 по ГОСТ 8338–75 с динамической грузоподъемностью С = 28100 Н и статической грузоподъемностью С0
= 14600 Н.
Подшипник в опоре В нагружен большими силами, поэтому проверочный расчет выполняем для него.
Радиальную силу в подшипнике определим по формуле:
Н
Для радиальных шарикоподшипников величину эквивалентной нагрузки определяем по формуле:
где X и Y – коэффициенты отношения осевой нагрузки к радиальной, в нашем случае Fа
= 0, и Y = 0, Х = 1;
V – коэффициент вращения, V = 1 (т. к. вращается внутреннее кольцо);
Кб
– коэффициент безопасности, по табл. 9.4 (с. 72, [1]) выбираем Кб
= 1,3;
Кт
– температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипниковых узлов < 100°С Кт
= 1.
Тогда:
Н
Номинальную долговечность вычисляем по формуле:
, млн. об.
где m = 3 для шарикоподшипников. Тогда:
млн. об.
Долговечность подшипника в часах:
ч ³ tS
= 21600 ч
Подшипники подобраны правильно.
5.3 Расчет вала на усталостную прочность
Расчет на усталостную прочность производим для двух наиболее опасных сечений вала: I–I и II–II (см. рис. 3).
Определяем изгибающие моменты, действующие в опасных сечениях вала:
- в сечении I–I
Н×м
Н×м
Н×м
- в сечении II–II:
Н×м
Н×м
Н×м
Крутящий момент в обоих сечениях составляет Мкр
= 110 Н×м.
Расчет на усталостную прочность проводится в форме определения коэффициента запаса прочности n для опасных сечений вала. Условие прочности имеет вид:
где [n] – требуемый коэффициент запаса прочности. По рекомендациям с. 76 ([1]) принимаем [n] = 3;
ns
и nt
– коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
где s-1
и t-1
– пределы выносливости материала вала при изгибе и при кручении с симметричным знакопеременным циклом нагружения. По рекомендациям с. 76 ([1]) для стали 12ХН3А принимаем:
МПа
МПа;
sа
; tа
и sm
; tm
– амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений. Обычно напряжения в поперечном сечении вала при изгибе изменяются по симметричному циклу, а при кручении – по пульсирующему (отнулевому) циклу. Тогда:
; ;
ys
и yt
– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения. По ГОСТ 25.504–82 рекомендуется принимать:
Кs
и Кt
– эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;
es
и et
– коэффициенты, учитывающие влияние поперечных размеров вала;
b – коэффициент поверхностного упрочнения, для неупрочненных валов b = 1.
1)
Сечение
I–
I.
Моменты сопротивления изгибу и кручению сечения:
м3
м3
Напряжения в сечении:
МПа;
МПа.
Коэффициенты:
Кs
= 3,5 (табл. 12.1, с. 78 [1])
Кt
= 2,1 (табл. 12.1, с. 78 [1])
es
= 0,746 (табл. 12.2, с. 79 [1])
et
= 0,792 (табл. 12.2, с. 79 [1])
Коэффициенты запаса прочности:
– условие прочности выполняется.
2)
Сечение
II–
II.
Моменты сопротивления изгибу и кручению сечения:
м3
м3
Напряжения в сечении:
МПа;
МПа.
Коэффициенты:
Кs
= 2,0 (табл. 12.1, с. 78 [1])
Кt
= 1,9 (табл. 12.1, с. 78 [1])
es
= 0,746 (табл. 12.2, с. 79 [1])
et
= 0,792 (табл. 12.2, с. 79 [1])
Коэффициенты запаса прочности:
– условие прочности выполняется.
Таким образом, усталостная прочность промежуточного вала обеспечивается.
6. Конструирование корпуса редуктора.
Поскольку редуктор работает в тяжелом режиме, то материал для изготовления корпуса редуктора принимаем СЧ 20 ГОСТ 1412–85.
Основные размеры корпуса редуктора принимаем по следующим зависимостям:
- толщина стенки основания корпуса
мм, принимаем мм;
- толщина стенки крышки корпуса
мм, принимаем мм;
- толщина ребра в основании
мм;
- толщина подъемного уха
мм, принимаем мм;
- диаметр стяжного болта
мм, принимаем мм;
- диаметр штифта
мм, принимаем ;
- толщина фланца по разъему
мм;
- диаметр фундаментного болта
мм, принимаем мм;
- толщина лапы для крепления к полу
мм.
Литература
1. Детали машин и основы конструирования. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса.– М.: РГОТУПС, 2004. – 100 с.
2. Детали машин и основы конструирования. Расчет ременных передач. Расчет цепных передач. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса.–М.: РГОТУПС, 2005. – 64 с.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т.: Т. 2. – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001. – 912 с., илл.