РефератыПромышленность, производствоПрПроектирование редуктора

Проектирование редуктора

Содержание


Введение


1Пояснительная записка


Назначение и выбор конструкции редуктора


Выбор сорта масла


Выбор посадок


Сборка редуктора


2 Расчетная часть проекта


Исходные данные для проектирования


Содержание расчета


Выбор электродвигателя и кинематический расчет


Расчет редуктор


Предварительный расчет валов редуктора


Конструктивные размеры шестерни и колеса


Конструктивные размеры корпуса редуктора


Расчет открытой передачи


Проверка долговечности подшипников


Проверка прочности шпоночных соединений


Уточнённый расчет валов


Список используемой литературы


Введение


В современное время развитие народного хозяйства зависит от машиностроения. Для современного машиностроения характерно:


• Повышение требований к техническому уровню


• Повышение требований к качеству и надежности


• Увеличение сроков долговечности техники


Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине:


• Высокая производительность


• Надежность


• Технологичность


• Ремонтопригодность


• Минимальные габариты и масса


• Удобство эксплуатации


• Экономичность


• Техническая эстетика


Все эти требования учитывают в процессе проектирования.


При расчетах, конструировании и изготовлении машин должны строго соблюдаться государственные стандарты (ГОСТы), отраслевые стандарты(ОСТы), стандарты предприятий(СТП).Основы надежности закладываются при проектировании изделия, при выборе оптимальных вариантов конструкции. В данном курсовом проекте сконструирован привод подвесного конвейера.


Привод состоит из цилиндрического редуктора и конической передачи. В пояснительной записке выполнены геометрические и прочностные расчеты механических передач, валов, подобраны подшипники, выполнен их расчет на долговечность. В графической части курсового проекта выполнен сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи ведомого вала и зубчатого колеса.


1. ПОЯСНИТЕЛЬАЯ ЗАПИСКА


1.1 Назначение и выбор конструкции редуктора


Редуктором называют механизм, выполненный в виде самостоятельного агрегата с целью понижения частоты вращения ведомого вала и увеличения вращающего момента на ведомом валу. Редуктор состоит из зубчатых или червячных колес, валов, подшипников, крышек подшипников, корпуса и др.


Редукторы широко применяют в приводах различных рабочих машин в разных отраслях машиностроения. Соединение редуктора с двигателем осуществляется с помощью муфты или ременных и цепных передач. Редукторы классифицируют по типам, типоразмерам и исполнениям.


Тип редуктора определяют– по виду применяемых зубчатых передач и порядку их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному, по числу ступеней передачи и по расположению геометрической оси тихоходного вала в пространстве.


Редукторы бывают цилиндрические, конические, коническо – цилиндрические, червячные, червячно – цилиндрические, цилиндрическо – червячные, планетарные, волновые и т.д.


По числу ступеней передач различают редукторы одноступенчатые, двухступенчатые, трехступенчатые.


По расположению геометрической оси тихоходного вала в пространстве различают редукторы: горизонтальные и вертикальные.


Типоразмер редуктора определяет тип и главный размер тихоходной ступени для цилиндрических и червячных передач главным параметром является межосевое расстояние, конической – внешний делительный диаметр. Другими параметрами зубчатых редукторов являются коэффициент ширины зубчатых колес, модули зубчатых колес, углы наклона зубьев, а для червячных редукторов дополнительно коэффициент диаметра червяка.


Исполнение редуктора определяют передаточное число, вариант сборки, форма концевых участков валов. Основная энергетическая характеристика редуктора – номинальный вращающий момент на тихоходном валу.


Цилиндрические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых параллельны.


Наиболее распространены вертикальные и горизонтальные цилиндрические ре-дукторы с прямыми и шевронными зубьями.


Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора по ГОСТу равно 12,5. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением. По-этому практически редукторы с передаточным числом, близким к максимальному, применяют редко, ограничиваясь 6.


Выбор горизонтальной и вертикальной схемы для редукторов всех типов обу-словлен удобством общей компоновки привода.


1.2 Выбор сорта масел


Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.


Контактное напряжение и средняя окружная скорость колес


σн=487,13 МПа


υ=0,62 м/с


Кинематическая вязкость приблизительно равна 40*10-6 м/с (1.табл.10.8).


Принимаем масло индустриальное И-40А (1.табл.10.10).


Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.


Принимаем солидол марки УС-2(1.табл.9.14)


Объем заливаемого масла вычисляем по формуле


Vм=0,6*Pтр.


Vм=0,5*3,3=1,65 дм3=1,65 л


Уровень масла hм, мм, вычисляем по формуле


hм= Vм/(a*b),


где a,b–размеры рабочей камеры, м;


a=2,8 дм3 (по построению);


b=1,3 дм3 (по построению).


hм= 1,65/(2,8*1,3)=0,45 дм=45 мм


1.3 Выбор посадок


Посадка шестерни и колеса на вал H7/t6 (ГОСТ 25347–82).


Посадка муфты на вал редуктора H7/p6 (ГОСТ 25347–82).


Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7 (ГОСТ 25347–82).


Следующие посадки принимаем, пользуясь справочными данными:


Шейки валов под войлочные уплотнения выполняем с отклонением вала h8.


1.3 Сборка редуктора


Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.


Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:


В ведущий вал закладывают шпонку и напрессовывают шестерню до упора в бурт; на вал надевают кольца, маслоотражатели и напрессовывают шарикоподшипники, нагретые масле; в камеры вставляют распорные кольца.


Аналогично монтируют ведомый вал.


На корпус центруют крышку редуктора штифтами.


Заворачивают подшипниковые крышки и закладывают войлочное уплотнение.


Проверяют провинчиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны поворачиваться от руки) и закрепляют подшипниковые крышки с войлочным уплотнением болтами, крепят крышку редуктора.


Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.


Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона.


Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.


2. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА


2.1 Исходные данные для проектирования



Рисунок 1– Привод к подвесному конвейеру


1–двигатель; 2–МУВЗ; 3–цилиндрический редуктор; 4–коническая передача; 5–ведущие звездочки конвейера; 6–тяговая цепь.


I,II,III,IV– валы, соответственно,– двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины.


Таблица 1–Исходные данные























Исходные данные Значения величин
Тяговая сила цепи F, кН 5,5
Скорость грузовой цепи υ, м/с 0,55
Шаг грузовой цепи p, мм 80
Число зубьев звездочки z 9
Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи δ, % 3
Срок службы привода L, лет 6

2.2 СОДЕРЖАНИЕ РАСЧЕТА


2.2.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет


Общий КПД привода ηвычисляют по формуле


η = η1* η2* (η3)2* η4 ,


где η1- КПД цилиндрического редуктора ,η1=0,98 (1.табл. 1.1.);


η2- КПД конической передачи, η2=0,97 (1.табл. 1.1.);


η3- КПД, учитывающий потери пары подшипников качения, η3=0,99


(1.табл. 1.1.);


η4- КПД, учитывающий потери в опорах вала подвесного конвейера, η4=0,99 (1.табл. 1.1.).


η=0,98*0,97*(0,99)2*0,99=0,92


Мощность на валу подвесного конвейера P, кВт, вычисляют по формуле


P=F*υ ,


где F -тяговая сила цепи, F=5,5 кH;


υ -скорость тяговой цепи, υ=0,55 м/с.


P=5,5*0,55=3,025 кВт


Требуемую мощность электродвигателя Pтр., кВт, вычисляют по формуле


Pтр. =P/ η


Pтр.=3,025/0,92=3,3 кВт


Частоту вращения вала подвесного конвейера n3, об/мин, вычисляют по формуле


n3=(60*103*υ)/(z*p) ,


где p- шаг грузовой цепи, p=80*10-3м;


z- число зубьев, z = 9.


n3=(60*103*0,55)/(9*80)=45,8 об/мин


Угловую скорость ω3, рад/с, вычисляют по формуле


ω3=π* n3/30


ω3=3,14*45,8/30=4,8 рад/с


Выбираем электродвигатель 4А112MВ6У2


Pдв. = 4,0 кВт


nдв. =1000 об/мин (1.табл. П1)


s = 5,1%


dдв.= 32 мм (1.табл.П2)


Номинальную частоту вращения электродвигателя nдв., об/мин, вычисляют по формуле


nдв. =n-s


nдв. =1000-51=949 об/мин


Угловую скорость электродвигателя ωдв., рад/с, вычисляют по формуле


ωдв.= π* nдв. /30


ωдв.=3,14*949/30=99,3 рад/с


Общее передаточное отношение iвычисляют по формуле


i = ωдв. /ω3


i =99,3/4,8=20,68


Принимаем iред,= 4 (1.стр.36).


Передаточное число открытой передачи iо.п. вычисляют по формуле


iо.п. = i / iред,


iо.п. =20,68/4≈5


Таблица 2 – Частоты вращений и угловые скорости валов редуктора и вала подвесного конвейера


Вал A n1=nдв.=949 об/мин ω1=ωдв.=99,3рад/с


Вал B n2=n1/ iо.п.=237,3 об/мин ω2= ω1/ iо.п.=24,83 рад/с


Вал C n3=47,5 об/мин ω3=4,8 рад/с


Вращающий момент на валу шестерни T1, H*м , вычисляют по формуле


T1=Pтр./ ω1


T1=3300/99,3=33,2 H*м


Вращающий момент на валу колесаT2,H*м, вычисляют по формуле


T2=T1* iред


T2=33,2*4=132,8 H*м


Вращающий момент на валу колеса конической передачи T3,H*м, вычисляют по формуле


T3=T2* iо.п.


T3=135,9*5=664 H*м


2.2.2 Расчет редуктора


Принимаю для шестерни 40ХН, термическая обработка-улучшение,


твердость HB 280.


Принимаю для колеса 40ХН, термическая обработка-улучшение, твердость


HB 250.


Допускаемое контактное напряжение [σн], МПа, вычисляют по формуле


[σн]= σн lim b*KHL/[SH] ,


где σн lim b=2HB+70-предел контактной выносливости при базовом числе циклов;


KHL-коэффициент долговечности, KHL=1;


SH- коэффициент безопасности, SH=1,1.


Допускаемое напряжение для шестерни [σн1], МПа, вычисляют по формуле


[σн1]= (2*HB1+70)*KHL/[SH]


[σн1]=(2*280+70)*1/1,1=572 МПа


Допускаемое напряжение для колеса [σн2], МПа, вычисляют по формуле


[σн1]= (2*HB2+70)*KHL/[SH]


[σн1]=(2*250+70)*1/1,1=518 МПа


Допускаемое контактное напряжение [σн], МПа, вычисляют по формуле


[σн]=0,45*([σн1]+ [σн2])


[σн]=0,45*(572+518)=491 МПа


Межосевое расстояние aω, мм, вычисляют по формуле


aω=Kа*(iред.+1)*3√((T2*KHβ)/( [σн]2*(iред.)2*ψba)),


где Kа–коэффициент для прямозубой передачи, Kа=49,5;


iред.–передаточное число редуктора, iред.=4;


T2–вращающий момент на ведомом валу, T3=132,8 Н*м;


KHβ–коэффициент учитывающий неравномерность распределения на-грузки


по ширине венца, KHβ=1;


[σн] – допускаемое напряжение для материала колес, [σн]=491 МПа;


ψba–коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, ψba=0,25.


aω=49,5*(4+1)*3√((132,8*1*103)/( 4912*42*0,25))=127,8 мм


Принимаю aω=125 мм (1.ст.36)


Нормальный модуль зацепления mn, мм, вычисляют по формуле


mn=(0,01÷0,02)* aω


mn=(0,01÷0,02)*125=(1,25÷2,5) мм


Принимаю mn=2 мм ( 1.ст.36)


Число зубьев шестерни z1 вычисляют по формуле


z1=(2* aω)/ ((iред.+1)*mn)


z1=(2*125)/(5*2)=25


Принимаю z1=25


Число зубьев колеса z2 вычисляют по формуле


z2= z1* iред.


z2=25*4=100


Принимаю z2=100


Уточняю


iред.= z2/ z1


iред.=100/25=4


Делительные диаметры d1,d2, мм, вычисляют по формуле


d1=mn* z1


d2=mn* z2


d1=2*25=50 мм


d2=2*100=200 мм


Проверка


aω=( d1+ d2)/2


aω=(50+200)/2=125 мм


Диаметры вершин зубьев da1, da2, мм, вычисляют по формуле


da1= d1+2*mn


da2= d2+2*mn


da1=50+4=54 мм


da2=200+4=204 мм


Диаметр впадин зубьев df1, df2, вычисляют по формуле


df1= d1-2,5*m


df2= d2-2,5*m


df1= 50-2,5*2=45 мм


df2= 200-2,5*2=195 мм


Ширину колеса b2, мм, вычисляют по формуле


b2= ψba* aω


b2=0,25*125≈32 мм


Ширину шестерни b1, мм, вычисляют по формуле


b1= b2+5


b1=32+5=37 мм


Коэффициент ширины шестерни по диаметру ψbd вычисляют по формуле


ψbd=b1/d1


ψbd=37/50=0,74


Окружную скорость колёс υ, м/с, вычисляют по формуле


υ=ω2*d1/2


υ=24,83*50*10-3/2=0,62 м/с


Принимаю 8-ую степень точности (1.ст.32)


Контактное напряжение σн, МПа, вычисляют по формуле


σн=(310/ aω)*√(T2*KH*(iред.+1)3)/(b2*(iред.)2)≤ [σн],


где KH= KHα* KHβ* KHυ–коэффициент нагрузки,


где KHα–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения


нагрузки между зубьями, KHα=1,06 (1.табл.3.4)


KHβ–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения


нагрузки по ширине венца, KHβ=1,025 (1.табл.3.5)


KHυ–динамический коэффициент, KHυ=1,11.табл.3.6)


KH=1,06*1,025*1,1=1,19


σн=(310/ 125)*√(132,8*1,19*(4+1)3*103)/(32*(4)2) ≤ [σн]=491 МПа


σн=487,13 МПА< [σн]=491МПа


Условие прочности выполнено


Окружную силу Ft, H, вычисляют по формуле


Ft=2*T1/d1


Ft=2*33,2*103/50=1328 H


Радиальную силу Fr, H, вычисляют по формуле


Fr= Ft*tgα,


где α–угол зацепления, α=20о


Fr=1328*tg20о=483 H


Напряжение изгиба σf, МПа, вычисляют по формуле


σf=( Ft*Kf*Yf* Yβ* Kfα)/(b*mn)≤ [σf],


где Kf= Kfβ* Kfυ–коэффициент нагрузки,


где Kfβ–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения


нагрузки по длине зуба, Kfβ=1,065 (1.табл.3.7)


Kfυ–динамический коэффициент, Kfυ=1,2 (1.табл.3.8)


Kf=1,065*1,2=1,23


Yf1– коэффициент формы зуба шестерни, Yf1=3,61(1.стр.42)


Yf2– коэффициент формы зуба колеса, Yf2=3,60(1.стр.42)


Kfα– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения


нагрузки между зубьями, Kfα=0,92


σf2=( Ft*Kf*Yf2* Kfα)/(b2*mn)≤ [σf]


σf2= (1328*1,23*3,60*0,92)/(32*2)=84,5 МПа< [σf]=206 МПа


Условие прочности выполнено


2.2.3 Предварительный расчет валов редуктора


Ведущий вал


Диаметр выходного конца dв1,мм, вычисляем по формуле


dв1=3√ (16*Tk1)/(π*[τk]),


где Tk1 –вращающий момент на валу, Tk1=135,9 Н*м;


[τk]–допускаемое напряжение на кручение, [τk]=25 МПа.


dв1=3√(16*33,2*103/3,14*25=18,9 мм


Принимаем dв1=30 мм


Принимаем диаметр под подшипниками dп1=35 мм


Ведомый вал


Диаметр выходного конца dв2,мм, вычисляем по формуле


dв2=3√ (16*Tk2)/(π*[τk])


dв2=3√ (16*132,8*103)/(3,14*25)=30 мм


Принимаем dв2=35 мм


Принимаем диаметр под подшипниками dп2=40 мм


Принимаем диаметр под колесом dк2=45 мм


2.2.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса


Шестерня


Шестерню выполняем за одно целое с валом


Делительный диаметр шестерни d1=50 мм


Внешний диаметр шестерни da1=54 мм


Ширина шестерни b1=37 мм


Колесо


Делительный диаметр колеса d2=200 мм


Внешний диаметр колеса da2=204 м

м


Ширина венца b2=32 мм


Диаметр ступицы колеса dст, мм, вычисляем по формуле


dст≈1,6*dк2


dст≈1,6*60=96 мм


Принимаем dст=96 мм


Длину ступицы колеса lст, мм, вычисляем по формуле


lст≈(1,2÷1,5)* dк2


lст≈(1,2÷1,5)*40=(48÷60) мм


Принимаем lст=60 мм


Толщину обода колеса δ0, мм, вычисляем по формуле


δ0=(2,5÷4)*mn


δ0=(2,5÷4)*2=5÷8 мм


Принимаем δ0=8 мм


Толщину диска C, мм, вычисляем по формуле


C=0,3* b2


C=0,3*32=9,6 мм


Принимаем С=10 мм


2.2.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора


Толщину стенок корпуса и крышки δ, δ1,мм, вычисляем по формулам:


δ=0,04*aω+2


δ1=0,032*aω+2


δ=0,04*250+1=12мм


δ1=0,032*250+1=10 мм


Принимаем δ= 12мм


δ1=10 мм


Толщину верхнего пояса корпуса и крышки b, b1,мм, вычисляем по формуле


b=b1=1,5* δ


b=b1=1,5*12=18 мм


Толщину нижнего пояса p, мм, вычисляем по формуле


p=1,5* δ


p=1,5*12=18 мм


р2=(2,25÷2,27) δ


р2=(2,25÷2,27)12=15÷33мм


Принимаем p2=30 мм


Диаметр фундаментных болтов d1, мм, вычисляем по формуле


d1=(0,03÷0,036)*aω+12


d1=(0,03÷0,036)*250+12=19,5÷21 мм


принимаю : d1=20мм


Принимаем фундаментные болты с резьбой М20


Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2, мм, вычисляем по формуле


d2=16мм


d3=12мм


2.2.6. Расчет открытой передачи


Принимаем для шестерни сталь 40Х, термическая обработка-улучшение,


твердость HB 270.


Принимаем для колеса сталь 40Х, термическая обработка-улучшение, твер-дость HB 245.


Допускаемое контактное напряжение [σн], МПа, вычисляют по формуле


[σн]= σн lim b*KHL/[SH] ,


где σн lim b=2HB+70-предел контактной выносливости при базовом числе цик¬лов;


KHL-коэффициент долговечности, KHL=1;


SH- коэффициент безопасности, [SH]=1,15.


[σн]= 560*1/1,15=487 МПа


Внешний делительный диаметр колеса de2, мм, вычисляют по формуле


de2=Kd*3√(T3*KHβ*i)/([σH]2*(1-0,5*ψbRe)2* ψbRe) ,


где Kd–для колес с прямыми зубьями, Kd=99;


T3–вращающий момент на ведомом валу, T3=664 Н*м;


KHβ–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки


по ширине венца, KHβ=1,35(1.табл.3.1.);


i–передаточное число редуктора, i=4;


[σH]–допускаемое напряжение для материала колес, [σH]=487 МПа;


ψbRe–коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному


расстоянию, ψbRe=0,285.


de2=99*3√(664*1,35*5*103)/(4872*(1-0,5*0,285)2*0,285)=444 мм


Принимаем de2=450мм (1.ст.49)


Число зубьев шестерни z1=25


Число зубьев колеса z2 вычисляют по формуле


z2= z1* i


z2=25*5=125


Внешний окружной модуль me, мм, вычисляют по формуле


me= de2/ z2


me=450/125=3,6


Уточняемзначение de2


de2= me* z2


de2=3,6*125=450 мм


Углы делительных конусов δ1, δ2, в градусах, вычисляют по формулам


ctg δ1=i


ctg δ1=5


δ1=11,3o


δ2=90o- δ1


δ2=90o-14,04o=78,7o


Внешнее конусное расстояние Re, мм, вычисляют по формуле


Re=0,5* me*√ (z12+ z22)


Re=0,5* 3,6*√ (252+ 1252)=229,5 мм


Ширину венца b, мм, вычисляют по формуле


b= ψbRe* Re


b=0,285*229,5≈65,4 мм


Внешний делительный диаметр шестерни, de1, мм, вычисляют по формуле


de1= me* z1


de1=3,6*25=900 мм


Средний делительный диаметр шестерни d1, мм, вычисляют по формуле


d1=2*( Re-0,5*b)*sin δ1


d1=2*( 229,5-0,5*65,4)*sin (11,3o)=77,12 мм


Внешний диаметр колеса dae2, мм, вычисляют по формуле


dae2= de2+2* me*cos δ2


dae2= 450+2* 3,6*cos (78,7º)=452 мм


Средний окружной модуль m, мм, вычисляют по формуле


m= d1/ z1


m=77,12/25=3,08 мм


Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру ψbd, вычисляют по формуле


ψbd=b/d1


ψbd=65,4/77,12=0,85


Среднюю окружную скорость колёс υ, м/с, вычисляют по формуле


υ=ω1*d1/2


υ=99,4*77,12/2000=3,83 м/с


Принимаем 7-ую степень точности.


Контактное напряжение σн, МПа, вычисляют по формуле


σн=(335/( Re-0,5*b) )*√(T3*KH*√(i2+1)3)/(b*i2)≤ [σн],


гдеKH= KHα* KHβ* KHυ–коэффициентнагрузки,


где KHα–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения


нагрузки между зубьями, KHα=1 (1.табл.3.4)


KHβ–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения


нагрузки по ширине венца, KHβ=1,27 (1.табл.3.5)


KHυ–динамический коэффициент, KHυ=1 (1.табл.3.6)


KH=1*1*1,27=1,27


σн=(335/ 196,8)*√(664*1,27*√(52+1)3*103)/(65,4*(5)2) ≤ [σн]=487 МПа


σн=445,1 МПА< [σн]=487 МПа


Условие прочности выполнено


Окружную силу Ft, H, вычисляют по формуле


Ft=2*T2/d1=2*T2* cos βn /( mn* z1)


Ft=2*132,8*103/77,12=3444 Н


Радиальную силу для шестерни равной осевой силе для колеса Fr1, Fа2, H, вычисляют по формуле


Fr1= Fа2= Ft*tgα* cos δ1,


где α–угол зацепления, α=20о


Fr1= Fа2=3444*tg20о*cos 11o=1230 H


Осевую силу для шестерни равную радиальной силе для колеса Fа1, Fr2, Н,


вычисляют по формуле


Fа2= Fr1= Ft*tg α*sin δ1


Fа1= Fr2=3444* tg 20о*sin 79о=1230 Н


Напряжение изгиба σf, МПа, вычисляют по формуле


σf=( Ft*Kf*Yf)/(b*m)≤ [σf],


где Kf= Kfβ* Kfυ–коэффициент нагрузки,


где Kfβ–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения


нагрузки по длине зуба, Kfβ=1,49 (1.табл.3.7);


Kfυ–динамический коэффициент, Kfυ=1 (1.табл.3.8).


Kf=1,49*1=1,49


Эквивалентное число зубьев zυ1, zυ2, вычисляют по формулам


для шестерни zυ1= z1/ cos δ1


для колеса zυ2= z2/ cos δ2


для шестерни zυ1= 25/ cos 11о =26


для колеса zυ2= 125/ cos 79о=655


Yf1– коэффициент формы зуба шестерни, Yf1=3,88(1.стр.42)


Yf2– коэффициент формы зуба колеса, Yf2=3,60(1.стр.42)


Допускаемое контактное напряжение [σf], МПа, вычисляют по формуле


[σf]=(G0limb)/[Sf],


где G0limb–предел контактной выносливости при базовом числе циклов


для шестерни G0limb=1,8*270=490 МПа


для колеса G0limb=1,8*245=440 МПа


[Sf]–коэффициент безопасности, [Sf]=1,75(1.стр.344).


Допускаемое напряжение [σf1], [σf2] вычисляют по формуле


для шестерни [σf1]=490/1,75=280 МПа


для колеса [σf2]=440/1,75=251 МПа


Находим отношение [σf]/Yf


для шестерни 280/3,88=72 МПА


для колеса 251/3,60=70 МПа


Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найдено


меньшее отношение


σf=( Ft*Kf*Yf2)/(b*m)< [σf]


σf=( 3444*1,49*3,60)/(65,4*3,08)=91,7 МПа< [σf]=251 МПа


Условие прочности выполнено


2.2.7 Проверка долговечности подшипников


Таблица 3–Подшипники в редукторе


Условное


обозначение


подшипника d D B C C0


мм кН


107 35 62 14 15,9 8,5


408 40 110 27 63,7 36,5


Ведущий вал


Ft1=1328 H Fr1=483 H


l1=0,05 м


Вертикальная плоскость


∑М2=0


Ry1*2*l1-Fr1*l1=0


Ry1= Fr1*l1/(2*l1)


Ry1= 483*0,07/(2*0,07)=241,5 Н


∑М1=0


Fr1*l1-Ry2*2*l1=0


Ry2= (Fr1*l1)/(2* l1)


Ry2=(483*0,05)/(2* 0,05)=241,5 Н


Проверка


∑Fiy=0


- Ry2-Ry1+Fr1=0


-241,5-241,5+483=0


Горизонтальная плоскость


Rx2= Rx1= Ft1/2


Rx2= Rx1=1328/2=664 Н


Суммарную реакцию Pr, H, вычисляют по формуле


Pr=√ (Rx)2+ (Ry)2


Pr1=√6642+241,52=707 Н


Pr2=√6642+241,52=707 Н


Осевую нагрузку подшипников Pa, Н, вычисляют по формуле


Pa=Fa1


Pa= 0 Н


Рассмотрим правый подшипник


Отношение


Pa/ C0=0/8500=0


Отношение


Pa/ Pr2=0/707=0<e


Эквивалентную нагрузку Pэ2, Н, вычисляют по формуле


Pэ2=V*Pr2*Kб*Kт,


где V–коэффициент, V=1(1.П7);


Kб– коэффициент, Kб=1,2(1.табл.9.19);


Kт– коэффициент, Kт=1(1.табл.9.20).


Pэ2= 1*707*1,2*1=848,4 Н


Расчетную долговечность L2, млн.об, вычисляют по формуле


L2=(C/Pэ2)3,


где C–динамическая грузоподъемность, C=15,9 кН (табл.2).


L2=(15,9/0,85)3=6 500 млн.об.


Расчетную долговечность Lh2, ч, вычислят по формуле


Lh2=(L2*106)/(60*n),


где n–частота вращения ведущего вала, n=949 об/мин (табл.1).


Lh2=(6 500*106)/(60*949)≈ 115 000ч


Данная долговечность приемлема


Ведомый вал


Ft2=1328 H Ft3=3444 H l3=0,08 м


Fr2=483 H Fr3=1230 H d3/2= 0,039 м


l2=0,05 мFa3=1230 H


Вертикальная плоскость


∑М4=0


-Ry3*2*l2+Fr2*l2-Fr3*l3+Fa3*d3/2=0


Ry3= (Fr2*l2-Fr3*l3+Fa3*d3/2)/ (2*l2)


Ry3= (483*0,05-1230*0,08+1230*0,039)/ (2*0,05)= -262,8 Н


∑М3=0


Ry4*2*l2-Fr2*l2-Fr3*(l3+2* l2)+Fa3*d3/2=0


Ry4= (Fr2*l2+Fr3*(l3+2* l2)-Fa3*d3/2)/ (2*l2)


Ry4= (483*0,05+1230*(0,08+2*0,05)-1230*0,039)/ (2*0,05)=1975,8 Н


Проверка


∑Fiy=0


Ry3+Ry4- Fr2- Fr3 = 0


-262,8+1975,8 - 483 -1230 = 0


Горизонтальная плоскость


∑М4=0


Rx3*2*l2-Ft2*l2-Ft3*l3=0


Rx3= (Ft2*l2+Ft3*l3)/( 2*l2)


Rx3=(1328*0,05+3444*0,08)/( 2*0,05)=3419,2 Н


∑М3=0


Rx4*2*l2+Ft2*l2-Ft3*(l3+2*l2)=0


Rx4=(Ft3*(l3+2*l2)- Ft2*l2)/( 2*l2)


Rx4= (3444*(0,08+2*0,05)- 1328*0,05)/( 2*0,05)=5535,2 Н


Проверка


∑Fix=0


-Rx3+Rx4+Ft2- Ft3 = 0


-3419,2+5535,2+1328-3444=0


Суммарную реакцию Pr, H, вычисляют по формуле


Pr=√ (Rx)2+ (Ry)2


Pr3=√3419,22+262,82=3429 Н


Pr4=√5535,22+1975,82=5877 Н


Осевую нагрузку подшипников Pa, Н, вычисляют по формуле


Pa=Fa3


Pa= 1230 Н


Рассмотрим правый подшипник


Отношение


Pa/ C0=1230/36500=0,033


Отношение


Pa/ Pr4=1230/5877=0,21<e=0,24


Эквивалентную нагрузку Pэ4, Н, вычисляют по формуле


Pэ4=V*Pr4*Kб*Kт,


где V–коэффициент, V=1(1.П7);


Kб– коэффициент, Kб=1,2(1.табл.9.19);


Kт– коэффициент, Kт=1(1.табл.9.20).


Pэ4= 1*5877*1,2*1=7052 Н


Расчетную долговечность L4, млн.об, вычисляют по формуле


L4=(C/Pэ4)3,


где C–динамическая грузоподъемность, C=63,7 кН (табл.2).


L4=(63,7/7,052)3= 737 млн.об.


Расчетную долговечность Lh4, ч, вычислят по формуле


Lh4=(L4*106)/(60*n),


где n–частота вращения ведомого вала, n=237,3 об/мин(табл.1).


Lh4=(737*106)/(60*237,3)≈ 52 000 ч


Данная долговечность приемлема


2.2.8 Уточненный расчет валов


Принимаем для валов Сталь 45, термическая обработка–нормализация.


Пределы выносливости σ-1, τ-1, МПа вычисляют по формуле


σ-1=0,43*[σв]


τ-1=0,58* σ-1,


где [σв]–предел прочности, [σв]=570 МПа (1.табл.3.3).


σ-1=0,43*570=245 МПа


τ-1=0,58*245=142 МПа


Ведущий вал


Сечение А-А (под муфтой)


Концентрация напряжений вызвана наличием шпоночной канавки.


Изгибающий момент М1, Н*мм, по ГОСТ 16162-78 вычисляют по формуле


М1=2,5*√T1*(L/2),


где L–длина посадочного участка полумуфты, L=0,08 м.


М1=2,5*√33,2*1000*(0,08/2)=18,2 Н*мм


Момент сопротивления сечения W1, мм3, вычисляют по формуле


W1=π*(dв1)3/32-(b1*t1*(dв1-t1)2/(2*dв1)),


W1=3,14*(30)3/32-(10*5*(30-5)2/(2*30))=2,13*103 мм3


Амплитуду и максимальное напряжение цикла по нормальным напряжениям συ, МПа, вычисляют по формуле


συ= σmax= М1/ W1


συ= σmax=18,2*103/2,13*103=8,5 МПа


Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям sυ вычисляют по формуле


sσ= σ-1/(( kσ/ εσ)* συ),


где kσ=1,6 (1.табл.8.5);


εσ=0,88 (1.табл.8.8).


sσ= 245/((1,6/0,88)*22,2)=6,07


Момент сопротивления кручению Wк1, мм3, вычисляют по формуле


Wк1=π*(dк1)3/16-(b1*t1*(dк1-t1)2/(2*dк1)),


Wк1= 3,14*(30)3/16-(10*5*(30-5)2/(2*30))=4,23*103 мм3


Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений τυ, МПа,


вычисляют по формуле


τυ= τm= τmax/2=0,5*T1/ Wк1


τυ= τm= τmax/2=0,5*33,2*103/4,23*103=3,92 МПа


Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям sτ вычисляют по формуле


sτ= τ-1/(( kτ/ ετ)* τυ+ψττm),


где kτ=1,5 (1.табл.8.5);


ετ=0,77 (1.табл.8.8);


ψτ–коэффициент, ψτ=0,1.


sτ= 142/((1,5/0,77)*3,92+0,1*3,92)=17,15


Коэффициент запаса прочности s вычисляют по формуле


s= (sσ* sτ)/(√( sσ)2+( sτ)2)≥[s]


s= (6,07*17,15)/(√(6,07)2+(17,15)2) = 5,72>[s]=2


Полученный коэффициент соответствует нормативам


Ведомый вал


Сечение Б-Б


Концентрация напряжений вызвана напрессовкой подшипника.


Суммарный изгибающий момент М2, Н*мм, вычисляют по формуле


М2=√(Mx2)2+(My2)2,


где Mx2, My2–изгибающие моменты под правым подшипником,


Mx2=50,43*103 Н*мм


My2=275,52*103 Н*мм


М2=√50,43*103)2+(275,52*103)2=280*103 Н*мм


Момент сопротивления сечения Wнетто2, мм3, вычисляют по формуле


Wнетто2=π*(dп2)3/32


Wнетто2=3,14*(40)3/32)=6,28*103 мм3


Амплитуду и максимальное напряжение цикла по нормальным напряжениям συ, МПа, вычисляют по формуле


συ= σmax= М2/ W2


συ= σmax=280*103/6,28*103=44,6 МПа


Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям sυ вычисляют по формуле


sσ= σ-1/(( kσ/ εσ)* συ),


где kσ/ εσ =2,7 (1.табл.8.7);


sσ= 245/(2,7*44,6)=2,04


Момент сопротивления кручению Wкнетто2, мм3, вычисляют по формуле


Wкнетто2=π*(dп2)3/16


Wкнетто2= 3,14*(40)3/16=12,56*103 мм3


Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений συ, МПа,


вычисляют по формуле


τυ= τm= τmax/2=0,5*T2/ Wкнетто2


τυ= τm= τmax/2=0,5*132,8*103/12,56*103=5,29 МПа


Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям sτ вычисляют по формуле


sτ= τ-1/(( kτ/ ετ)* τυ+ψττm),


где kτ/ ετ =2,02 (1.табл.8.7);


ψτ–коэффициент, ψτ=0,1.


sτ= 142/(2,02*5,29+0,1*5,29)=12,7


Коэффициент запаса прочности s вычисляют по формуле


s= (sσ* sτ)/(√( sσ)2+( sτ)2)≥[s]


s= (2,04*12,7)/(√(2,04)2+(12,7)2)=2,02>[s]=2


Полученный коэффициент соответствует нормативам


Таблица 4–Коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях


Опасные сечения А-А Б-Б


Коэффициент запаса прочности s 5,72 2,02


Во всех сечениях s>[s]=2


2.2.9 Проверка прочности шпоночных соединений


Шпонка под полумуфтой


dв1=30 мм


b×h×l= 10×8×60


t1=5 мм


T1=33,2 Н*м


Напряжение смятия σсм, МПа, вычисляют по формуле


σсм=2*T2/( dв1*(h-t)*(l-b))≤ [σсм]


σсм=2*33,2*1000/( 30*(8-5)*(60-10))=14,75 МПа< [σсм] =120 МПа


Условие прочности выполнено


Шпонка под колесом


dк2=45 мм


b×h×l= 14×9×50


t=5,5 мм


T2=132,8 Н*м


σсм=2*132,8*1000/( 45*(9-5,5)*(50-14))=46,8 МПа< [σсм] =120 МПа


Условие прочности выполнено


Шпонка под конической шестерней


dв2=35 мм


b×h×l= 10×8×60


t=5 мм


T2= 132,8 Н*м


σсм=2*132,8*1000/( 35*(8-5)*(60-10))= 50,6 МПа< [σсм] =120 МПа


Условие прочности не выполнено, ставлю 2 шпонки.



Сохранить в соц. сетях:
Обсуждение:
comments powered by Disqus

Название реферата: Проектирование редуктора

Слов:3323
Символов:38347
Размер:74.90 Кб.