Оглавление
Задание
Введение
1. Описание назначения и устройства проектируемого привода.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.
4. Расчет первой ступени редуктора.
5. Расчет второй ступени редуктора.
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.
7. Расчет ременной передачи.
8. Расчет тяговой звездочки.
9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.
10. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.
11. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.
12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.
13. Смазка.
14. Проверка прочности шпоночных соединений.
15. Расчет зубчатой муфты.
16. Сборка редуктора.
Список использованной литературы.
Приложение: спецификация редуктора.
Задание 8
Проект привода пластинчатого конвейера для транспортировки сырья со склада фабрики в цех.
Спроектировать привод пластинчатого конвейера для транспортировки сырья со склада фабрики в цех, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи, цилиндрического прямозубого редуктора, зубчатой муфты, приводного вала и приводных звездочек.
Техническая характеристика привода:
Окружная сила на звездочках F4
, кН: 40.
Окружная скорость на звездочках V4
, м/с: 0,05.
Число зубьев звездочки z: 8.
Шаг зубьев звездочки t, мм: 80.
Режим работы: легкий.
Введение
Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.
При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
1.
Описание назначения и устройства проектируемого привода
Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу пластинчатого конвейера. В состав данного привода входят:
1. Электродвигатель.
2. Клиноременная передача.
3. Цилиндрический прямозубый редуктор.
4. Зубчатая муфта.
5. Приводные звездочки.
Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через клиноременную передачу передается на быстроходный вал редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.
Цилиндрический прямозубый редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент.
Зубчатая муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу пластинчатого конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера.
Приводные звездочки установлены на приводном валу и приводят в движение цепи конвейера.
2.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Расчет ведем по [1].
Потребляемая мощность привода:
Рвых
= F4
· V4
= 40 · 103
· 0,05 = 2 кВт.
Требуемая мощность двигателя:
Рэ потр
= Рвых
/ ηобщ
, где:
ηобщ
= ηр п
· ηред
· ηм
· ηп
- общий КПД привода.
ηред
– КПД редуктора.
ηред
= ηцп
2
· ηп
3
По таблице 1.1 из [1]:
ηцп
= 0,96…0,98; принимаем ηцп
= 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηп
= 0,99 – КПД пары подшипников качения.
ηм
= 0,98 – КПД муфты.
ηр п
= 0,94…0,96 – ременная передача; принимаем ηр п
= 0,95.
ηред
= 0,972
· 0,993
= 0,91
ηобщ
= 0,95 · 0,91 · 0,98 · 0,99 = 0,84
Рэ потр
= 2 / 0,84 = 2,38 кВт.
Частота вращения вала электродвигателя:
nэ
= nвых
· Uр п
· U1
· U2
, где:
Uр п
– передаточное число ременной передачи;
U1
– передаточное число цилиндрической передачи (1 ступень);
U2
– передаточное число цилиндрической передачи (2 ступень).
По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:
Uр п
= 3
U1
= 4;
U2
= 3.
nвых
= 60v / (πDзв
) = 60 · 0,05 / (3,14 · 0, 204) = 4,68 об/мин
Dзв
= ztзв
/ (π · 103
) = 8 · 80 / (3,14 · 103
) = 0,204 м
nэ
= 4,68 · 3 · 4 · 3 = 168,5 об/мин
По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель серии 4А: 112МВ8: Р = 3 кВт; n = 700 об/мин.
Общее передаточное число привода:
Uобщ
= Uр п
· U1
· U2
= n/ nвых
= 700/4,68 = 149,6
Возьмем Uр п
= 6, тогда:
Uред
= Uобщ
/ Uр п
= 149,6 / 6 = 24,93
По таблице 1.3 [1]:
U1
= Uред
/ U2
= 24,93 / 4,39 = 5,68
U2
= 0,88 = 0,88 = 4,39
Частота вращения валов:
nдв
= n = 700 об/мин;
n1
= nдв
/ Uр п
= 700 / 6 = 116,7 об/мин;
n2
= n1
/ U1
= 116,7 / 5,68 = 20,55 об/мин;
n3
= nвых
= 4,68 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1
= πn1
/ 30 = 3,14 · 116,7 / 30 = 12,2 рад/с;
ω2
= πn2
/ 30 = 3,14 · 20,55 / 30 = 2,2 рад/с;
ω3
= ωвых
= πn3
/ 30 = 3,14 · 4,68 / 30 = 0,49 рад/с.
Вращающие моменты на валах:
Твых
= Т3
= F4
Dзв
/ 2 = 40 · 103
· 0,204 / 2 = 4080 Н·м;
Т2
= Т3
/ (ηцп
· U2
) = 4080 / (0,97 · 4,39) = 958,1 Н·м;
Т1
= Т2
/ (ηцп
· U1
) = 958,1 / (0,97 · 5,68) = 173,9 Н·м.
Мощности на валах:
Р1
= Р · ηр п
· ηп
= 3 · 0,95 · 0,99 = 2,82 кВт;
Р2
= Р1
· ηцп
· ηп
= 2,82 · 0,97 · 0,99 = 2,71 кВт;
Р3
= Р2
· ηцп
· ηп
= 2,71 · 0,97 · 0,99 = 2,6 кВт;
Рвых
= Р3
· ηм
· ηп
= 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,52 кВт.
3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.
Материал колес – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2
;
248,5 НВСР2
; σв
= 780 МПа; σт
= 640 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1
; 285,5 НВСР1
; σв
= 890 МПа; σт
= 750 МПа; τ = 380 МПа.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:
[σ]F
1
= 1,03HBCP
1
= 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[σ]F
2
= 1,03HBCP
2
= 248,5 · 1,03 = 256 МПа
[σ]H
1
max
= 2,8 σт
= 2,8 · 750 = 2100 МПа
[σ]H
2
max
= 2,8 σт
= 2,8 · 640 = 1792 МПа
[σ]F
1
max
= 2,74 HBCP
1
= 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа
[σ]F
2
max
= 2,74 HBCP
2
= 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа
Предел контакта на выносливость:
σH
01
= 2HBCP
1
+ 70 = 285,5 · 2 + 70 = 641 МПа
σH
02
= 2HBCP
2
+ 70 = 248,5 · 2 + 70 = 567 МПа
SH
= 1,2 – коэффициент безопасности [2]
Коэффициент долговечности:
КН
L
1
= ; КН
L
2
= ;
Базовое число циклов:
NH
01
= 19,9 · 106
; NH
02
= 16,6 · 106
[2]
Эквивалентное число циклов:
NH
Е1
= 60n1
ctΣ
KHE
= 60 · 116,7 · 1 · 6408 · 0,13 = 5,8 · 106
NH
Е2
=60n2
ctΣ
KHE
= 60 · 20,55 · 1 · 6408 · 0,13 = 1,03 · 106
c – число зубьев, находящихся в зацеплении за один оборот.
Коэффициент эквивалентного числа циклов:
KHE
= 0,13 – легкий режим работы [3].
Суммарный срок службы передачи:
tΣ
= 356LКГ
24КС
= 356 · 10 · 0,3 · 24 · 0,25 = 6408 ч
L = 10 – срок службы передачи при легком режиме работы [3].
КГ
= 0,3 – коэффициент использования передачи в году [3].
КС
= 0,25 - коэффициент использования передачи в сутки [3].
КН
L
1
= = 1,23; КН
L
2
= = 1,6
Допускаемые контактные напряжения:
[σ]H
1
= = = 657 МПа
[σ]H
2
= = = 756 МПа
Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]H
= [σ]H
1
= 657 МПа.
4. Расчет первой ступени редуктора
Исходные данные: U1
= 5,68; Т2
= 958,1 Н·м; n2
= 20,55 об/мин.
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
α1
= Кα
(U1
+ 1) = 495 · (5,68 + 1) = 199,2 мм.
Кα
= 495 – для прямозубых передач, [3].
КНβ
= 1 – при постоянной нагрузке.
Принимаем α1
= 200 мм.
m = (0,01-0,02) α1
= 2-4 мм, принимаем m = 2 мм.
z1
= 2α1
/ m(U1
+ 1) = 2 · 200 / 2 · (5,68 + 1) = 30
z2
= z1
U1
= 30 · 5,68 = 170
d1
= m z1
= 2 · 30 = 60 мм
da1
= d1
+ 2m = 60 + 2 · 2 = 64 мм
dt1
= d1
– 2,5m = 60 – 2,5 · 2 = 55 мм
d2
= m z2
= 2 · 170 = 340 мм
da2
= d2
+ 2m = 340 + 2 · 2 = 344 мм
dt2
= d2
– 2,5m = 340 – 2,5 · 2 = 335 мм
b2
= ψва
· α1
= 0,315 · 200 = 63 мм
b1
= b2
+ 5 = 63 + 5 = 68 мм
Коэффициент формы зуба: уF
1
= 4,07, уF
2
= 3,6 [2].
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft
1
= Ft
2
= 2Т1
/ d1
= 2 · 173,9 / 0,06 = 5797 H
радиальное: Fr
1
= Fr
2
= Ft
1
· tgα = 5797 · tg 20° = 2110 H
[σF
1
] / уF
1
= 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF
2
] / уF
2
= 256 / 3,6 = 71 МПа
71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF
= КFβ
· KFV
= 1,04 · 1,25 = 1,3
КFβ
= 1,04 [1], KFV
= 1,25 [1].
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
σF
2
= Ft
2
· КF
· уF
2
/ b2
· m = 5797 · 1,3 · 3,6 / 63 · 2 = 215 МПа<[σ]F
2
= 256 МПа
Прочность зубьев по изгибу обеспечена.
Напряжение изгиба при перегрузке:
σFmax
= σF
· Тmax
/ Тном
= 215 · 2,2 = 473 < [σFmax
] = 681 МПа
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
σН
= = = 595 МПа < [σ]Н
=657 МПа
КН
= КНα
· КНβ
· КН
V
= 1 · 1 · 1,05 = 1,05
КНα
= 1 [2]; КНβ
= 1 [2]; КН
V
= 1,05 [2].
Проверка контактных напряжений при перегрузке:
σmax
= σН
· = 595 · = 882 МПа < [σ]Hmax
= 1792 МПа
Окружная скорость в зацеплении:
V1
= = 3,14 · 0,06 · 116,7 / 60 = 0,37 м/с
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, [2].
5. Расчет второй ступени редуктора
Исходные данные: U2
= 4,39; Т3
= 4080 Н·м; n3
= 4,68 об/мин.
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
α2
= Кα
(U2
+ 1) = 495 · (4,39 + 1) = 309 мм.
Кα
= 495 – для прямозубых передач, [3].
КНβ
= 1 – при постоянной нагрузке.
Принимаем α2
= 315 мм.
m = (0,01-0,02) α2
= 3,15-6,3 мм, принимаем m = 4 мм.
z1
= 2α2
/ m(U2
+ 1) = 2 · 315 / 4 · (4,39 + 1) = 29
z2
= z1
U2
= 29 · 4,39 = 127
d1
= mz1
= 4 · 29 = 116 мм
da
1
= d1
+ 2m = 116 + 2 · 4 = 124 мм
dt
1
= d1
– 2,5m = 116 – 2,5 · 4 = 106 мм
d2
= mz2
= 4 · 127 = 508 мм
da
2
= d2
+ 2m = 508 + 2 · 4 = 516 мм
dt
2
= d2
– 2,5m = 508 – 2,5 · 4 = 498 мм
b2
= ψва
· α2
= 0,315 · 315 = 100 мм
b1
= b2
+ 5 = 100 + 5 = 105 мм
Коэффициент формы зуба: уF
1
= 4,07, уF
2
= 3,6 [2].
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft
1
= Ft
2
= 2Т2
/ d1
= 2 · 958,1 / 0,116 = 16518 H
радиальное: Fr
1
= Fr
2
= Ft
1
· tgα = 16518 · tg 20° = 6012 H
[σF
1
] / уF
1
= 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF
2
] / уF
2
= 256 / 3,6 = 71 МПа
71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF
= КFβ
· KFV
= 1,04 · 1,25 = 1,3
КFβ
= 1,04 [1], KFV
= 1,25 [1].
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
σF
2
= Ft
2
· КF
· уF
2
/ b2
· m = 16518 · 1,3 · 3,6 / 100 · 4 = 193 МПа<[σ]F
2
= 256 МПа
Прочность зубьев по изгибу обеспечена.
Напряжение изгиба при перегрузке:
σFmax
= σF
· Тmax
/ Тном
= 193 · 2,2 = 424 < [σFmax
] = 681 МПа
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
σН
= = = 580 МПа < [σ]Н
=657 МПа
КН
= КНα
· КНβ
· КН
V
= 1 · 1 · 1,05 = 1,05
КНα
= 1 [2]; КНβ
= 1 [2]; КН
V
= 1,05 [2].
Проверка контактных напряжений при перегрузке:
σmax
= σН
· = 580 · = 860 МПа < [σ]Hmax
= 1792 МПа
Окружная скорость в зацеплении:
V2
= = 3,14 · 0,116 · 20,55 / 60 = 0,12 м/с
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, [2].
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора
Толщина стенок:
δ = 0,025α2
+ 3 = 0,025 · 315 + 3 = 11 мм
δ1
= 0,02α2
+ 3 = 0,02 · 315 + 3 = 9 мм
Принимаем: δ = δ1
= 11 мм
Толщина поясов стыка: b = b1
= 1,5δ = 1,5 · 11 = 16 мм
Толщина бобышки крепления на раму:
p = 2,35δ = 2,35 · 11 = 26 мм
Диаметры болтов:
d1
= 0,03α2
+ 12 = 0,03 · 315 + 12 = 22 мм – М22
d2
= 0,75d1
= 0,75 · 22 = 16,5 мм – М16
d3
= 0,6d1
= 0,6 · 22 = 13,2 мм – М14
d4
= 0,5d1
= 0,5 · 22 = 11 мм – М12
7. Расчет ременной передачи
По номограмме 5.2 принимаем ремень типа Б. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива находим из табл. 5.4. [1]
d1
min
= 125 мм
Принимаем: d1
= 125 мм
Диаметр ведомого шкива:
d2
= d1
· Uр п
(1 – ε), где ε = 0,015 – коэффициент скольжения.
d2
= 125 · 6 · (1 – 0,015) = 718,8 мм
Принимаем: d2
= 710 мм из стандартного ряда.
Фактическое передаточное число:
UФ
= d2
/ d1
(1 – ε) = 710 / (125 · (1 – 0,015)) = 5,9
ΔU = · 100% = 1,7% < 3%
Ориентировочное межосевое расстояние:
α ≥ 0,55(d1
+ d2
) + h(H),
где h(H) = 10,5 из [3]
α ≥ 0,55(125 + 710) + 10,5 = 470 мм
Расчетная длина ремня:
L = 2α + (d1
+ d2
) + (d2
- d1
)2
/ 4α =
= 2 · 470 + (125 + 710) + (710 - 125)2
/ 4 · 470 = 2433 мм
Принимаем: L = 2500 мм.
Уточнение значения межосевого расстояния:
α = (2L - π(d1
+ d2
) + ) = <
= (2 · 2500 – 3,14 · 835 + ) = 510,8 мм
Принимаем: α = 500 мм.
Угол обхвата ремнем ведущего шкива:
α1
= 180° - 57° = 180° - 57° = 113,3°
Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:
[Pn
] = [P0
] Cp
Cα
Cl
Cz
,
где [P0
] = 3,82 кВт определяем из табл. 5.5 из условия:
v = πd1
n1
/ 60 · 103
= 3,14 · 125 · 700 / 60 · 103
= 4,58 м/с
Из табл. 5.2: Cp
= 1; Cα
= 0,86; Cl
= 1,04; Cz
= 0,98.
[Pn
] = 3,82 · 1 · 0,86· 1,04· 0,98 = 3,35 кВт.
Количество клиновых ремней:
Z = Pном
/ [Pn
] = 3 / 3,35 = 0,89, принимаем: Z =1.
Сила предварительного натяжения:
F0
= = = 673,3H
Окружная сила:
Ft
= Pном
· 103
/ v = 3 · 103
/ 4,58 = 655H
Силы натяжения:
F1
= F0
+ Ft
/ 2z = 673,3 + 655 / 2 · 1 = 1001 H
F2
= F0
- Ft
/ 2z = 673,3 - 655 / 2 · 1 = 345,8 H
Cила давления на вал:
Fоп
= 2 F0
z sin(α1
/2) = 2 · 673,3 · 1 · sin(113,3 / 2) = 1124,9 H
8.
Расчет тяговой звездочки
Выберем цепь: М112-1-80-2 ГОСТ 588-81. Шаг цепи: t = 80 мм. Окружная сила на звездочке: F4
= 40 кН. Скорость тяговой цепи: V4
= 0,05 м/с. Число зубьев звездочки: Z = 8.
DЦ
= 21 мм – диаметр элемента зацепления.
Геометрическая характеристика зацепления:
λ = t / DЦ
= 80 / 21 = 3,81
Шаг зубьев звездочки:
tZ
= t = 80 мм.
Диаметр делительной окружности:
в шагах: dt
= cosec (180º / z) = cosec (180 / 8) = 2,6131;
в мм: dд
= dt
· t = 2,6131 · 80 = 209 мм.
Диаметр наружной окружности:
De
= t(K + KZ
– 0,31 / λ) = 80(0,7 + 2,41 – 0,31 / 3,81) = 242 мм
К = 0,7 – коэффициент высоты зуба,
KZ
= ctg (180º / z) = ctg (180º / 8) = 2,41 – коэффициент числа зубьев.
Диаметр окружности впадин:
Di
= dд
– (DЦ
+ 0,175) = 209 – (21 + 0,175) = 185,47 мм.
Радиус впадины зубьев:
R = 0,5(DЦ
– 0,05t) = 0,5 · (21 – 0,05 · 80) = 8,5мм.
Половина угла заострения зуба:
γ = 13 - 20º; γ = 16 º
Угол впадины зуба:
β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 8 = 77 º
Ширина зуба звездочки:
bfmax
= 0,9b3
– 1 = 0,9 · 31 – 1 = 26,9 мм;
bfmin
= 0,87b3
– 1,7 = 0,87 · 31 – 1,7 = 25,27 мм;
bf
= 26,085 мм.
Ширина вершины зуба:
b = 0,83 bf
= 0,83 · 26,085 = 21,65 мм.
Диаметр венца:
DC
= tKZ
– 1,3h = 80 · 2,41– 1,3 · 40 = 140 мм.
Окружная сила на звездочке: F4
= 40 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной: Fr
= 1,15Ft
= 1,15 · 40 = 46 кН.
9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него
Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
d1
= = = 32,6 мм
Принимаем: выходной диаметр Ø34 мм, под подшипники – Ø40 мм.
Ft
1
= 5797 H, Fr
1
= 2110 H, Fоп
= 1124,9 H, d = 46,5 мм, e = 65,5 мм, f = 195,5 мм.
Определим реакции опор:
RС
Y
= Fr
1
f / (e+f) = 2110 · 195,5 / 261 = 1580 H
RDY
= Fr
1
e / (e+f) = 2110 · 65,5 / 261 = 530 H
RCX
= (Fоп
· (d + e + f) + Ft
1
· f) / (e+f) =
= (1124,9 · 307,5 + 5797 · 195,5) / 261 = 5668 Н
RDX
= (Fоп
· d - Ft
1
· e) / (e+f) = (1124,9 · 46,5 - 5797 · 65,5) / 261 = -1253,9Н
Проверка:
ΣХ = 0: Fоп
– RCX
+ Ft
1
+ RDX
= 0
1124,9 – 5668 + 5797 – 1253,9 = 0
Суммарные реакции:
RC
= = = 5884 H
RD
= = = 1361 H
Материал вала – сталь 40X, НВ = 240, σв
= 780 МПа, σт
= 540 МПа, τт
= 290 МПа,
σ-1
= 360 МПа, τ-1
= 200 МПа, ψτ
= 0,09, [2].
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа
= σu
= Мсеч
/ 0,1d1
3
= 272 · 103
/ 0,1 · 603
= 12,6 МПа
τа
= τк
/2 = Т1
/ 2 · 0,2d1
3
= 173,9 · 103
/ 0,4 · 603
= 2 МПа
Кσ
/ Кdσ
= 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ
= 2,2 [2];
KFσ
= KFτ
= 1 [2]; KV
= 1 [2].
Kσ
Д
= (Кσ
/ Кdσ
+ 1 / КFσ
– 1) · 1 / KV
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
Kτ
Д
= (Кτ
/ Кdτ
+ 1 / КFτ
– 1) · 1 / KV
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д
= σ-1
/ Kσ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д
= τ -1
/ Kτ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ
= σ-1Д
/ σа
= 94,7 / 12,6 = 7,5; Sτ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 2 = 45,5
S = Sσ
Sτ
/ = 7,5 · 45,5 / = 7,4 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №308, С = 41 кН, С0
= 22,4 кН, d×D×B = 40×90×23
QA
= RС
Kδ
KT
= 5884 · 1,3 · 1 = 7649 H
Ресурс подшипника:
Lh
= a23
(C / QA
)m
(106
/ 60n1
) = 0,8 · (41 / 7,649)3
· (106
/ 60 · 116,7) = 10,8 · 104
ч
10,8 · 104
ч > [t] = 2,5 · 104
ч
Подшипник подходит.
10.
Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него
Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:
d2
= = = 57,6 мм
Принимаем: диаметр под подшипники – Ø60 мм, под колесо – Ø70мм.
Ft
2
= 5797 H, Fr
2
= 2110 H, k = 69,5 мм, l = 111,5 мм, m = 88 мм.
Ft
3
= 16518 H, Fr
3
= 6012 H.
Реакции опор:
в плоскости xz:
RFX
= (Ft
2
k + Ft
3
(k+l))/(k+l+m) =(5797·69,5 + 16518·181)/269 = 12612 Н;
REX
= (Ft3
m + Ft2
(m+l))/(k+l+m) =(16518·88 + 5797·199,5)/269 = 9702 Н;
Проверка: RFX
+ REX
- Ft
2
– Ft
3
= 12612 + 9702 - 5797 – 16518 = 0.
в плоскости yz:
RFY
= (Fr
2
k + Fr
3
(k+l))/(k+l+m) =(2110·69,5 + 6012·181)/269 = 4590 Н;
REY
= (Fr3
m + Fr2
(m+l))/(k+l+m) =(6012·88 + 2110·199,5)/269 = 3532 Н;
Проверка: RFY
+ REY
– Fr
2
– Fr
3
= 4590 + 2532 – 2110 - 6012 = 0.
Суммарные реакции:
RF
= = = 13421 H;
RE
= = = 10325 H;
Опасное сечение – место под колесо второй цилиндрической передачи.
Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σв
= 780 МПа, σт
= 540 МПа, τт
= 290 МПа,
σ-1
= 360 МПа, τ-1
= 200 МПа, ψτ
= 0,09, [2].
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му
= REX
(k+l) – Ft
2
l = 9702 · 0,181 – 5797 · 0,1115 = 1110 Н·м;
Мх
= REY
(k+l) – Fr
2
l= 3532 · 0,181 – 2110 · 0,1115 = 404 Н·м;
Мсеч
= = = 1181 Н·м.
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа
= σu
= Мсеч
/ 0,1d3
= 1181 · 103
/ 0,1 · 1163
= 7,6 МПа
τа
= τк
/2 = Т2
/ 2 · 0,2d3
= 958,1 · 103
/ 0,4 · 1163
= 1,5 МПа
Кσ
/ Кdσ
= 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ
= 2,2 [2];
KFσ
= KFτ
= 1 [2]; KV
= 1 [2].
Kσ
Д
= (Кσ
/ Кdσ
+ 1 / КFσ
– 1) · 1 / KV
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
Kτ
Д
= (Кτ
/ Кdτ
+ 1 / КFτ
– 1) · 1 / KV
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д
= σ-1
/ Kσ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д
= τ -1
/ Kτ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ
= σ-1Д
/ σа
= 94,7 / 7,6 = 12,5; Sτ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 1,5 = 60,6
S = Sσ
Sτ
/ = 12,5 · 60,6 / =12,2 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №312, С = 81,9 кН, С0
= 48 кН, d×D×B = 60×130×31
QA
= RF
Kδ
KT
= 13421 · 1,3 · 1 = 17447H
Ресурс подшипника:
Lh
= a23
(C / QA
)m
(106
/ 60n2
) = 0,8 · (81,9 / 17,447)3
· (106
/ 60 · 20,55) = 6,7 · 104
ч
6,7 · 104
ч > [t] = 2,5 · 104
ч
Подшипник подходит.
10.
Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него
Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
d3
= = = 83,4 мм
Принимаем: выходной диаметр Ø90 мм, под подшипники – Ø100 мм, под колесо - Ø110 мм.
Усилие от муфты:
FM
= 250 = 250 = 15968 H
Ft
4
= 16518 H, Fr
4
= 6012 H, a = 96 мм, b = 189 мм, с = 83,5 мм.
Реакции от усилий в зацеплении:
RAx
(a + b) – Ft4
b = 0; RAx
= Ft4
b / (a + b) = 16518 · 189 / 285 = 10954 H
RBx
= Ft4
- RAx
= 16518 – 10954 = 5564 H
Mx
= RBx
b = 5564 · 0,189 = 1052 H · м
RAy
= Fr4
b / (a + b) = 6012 · 189 / 285 = 3987 H
RBy
= Fr4
- RAy
= 6012 – 3987 = 2025 H
My
= RBy
b = 2025 · 0,189 = 383 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM
(a + b + c) – RAF
м
(a + b) = 0;
RAF
м
= FM
(a + b + c) / (a + b) = 15968 · 368,5 / 285 = 20646 H
RBF
м
= RAF
м
- FM
= 20646 – 15968 = 4678 H
RA
= = = 11657 H
RB
= = = 5921 H
Для расчета подшипников:
RA
' = RA
+ RAF
м
= 11657 + 20646 = 32303 H
RB
' = RB
+ RBF
м
= 5921 + 4678 = 10599 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σв
= 780 МПа, σт
= 540 МПа, τт
= 290 МПа,
σ-1
= 360 МПа, τ-1
= 200 МПа, ψτ
= 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σа
= σu
= МAF
м
/ 0,1d3
3
= 1333 · 103
/ 0,1 · 1003
= 13,3 МПа
τа
= τк
/2 = Т3
/ 2 · 0,2d3
3
= 4080 · 103
/ 0,4 · 1003
= 10,2 МПа
Кσ
/ Кdσ
= 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ
= 2,2 [2];
KFσ
= KFτ
= 1 [2]; KV
= 1 [2].
Kσ
Д
= (Кσ
/ Кdσ
+ 1 / КFσ
– 1) · 1 / KV
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
Kτ
Д
= (Кτ
/ Кdτ
+ 1 / КFτ
– 1) · 1 / KV
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д
= σ-1
/ Kσ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д
= τ -1
/ Kτ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ
= σ-1Д
/ σа
= 94,7 / 13,3 = 7,1; Sτ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 10,2 = 8,9
S = Sσ
Sτ
/ = 7,1 · 8,9 / = 5,5 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №320, С = 174 кН, С0
= 132 кН, d×D×B = 100×215×47
QA
= RA
' Kδ
KT
= 32303 · 1,3 · 1 = 41994 H
Ресурс подшипника:
Lh
= a23
(C / QA
)m
(106
/ 60n4
) = 0,8 · (174 / 41,994)3
· (106
/ 60 · 4,68) = 20,2 · 104
ч
20,2 · 104
ч > [t] = 2,5 · 104
ч
Подшипник подходит.
12.
Расчет приводного вала и расчет подшипников для него
Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
dпр
= = = 83,4 мм
Принимаем: выходной диаметр Ø90 мм, под подшипники – Ø100 мм, под тяговую звездочку – Ø110 мм.
Усилие от муфты: FM
= 250 = 250 = 15968 H
Ft
= F4
= 40000 H, Fr
= 46000 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.
Реакции от усилий в зацеплении:
RLx
(s + t) – Ft
s = 0; RLx
= Ft
s / (s + t) = 40000 · 0,2 / 0,4 = 20000 H
RKx
= Ft
– RLx
= 40000 – 20000 = 20000 H
My
= RKx
s = 20000 · 0,2 = 4000 H · м
RLy
= Fr
s / (s + t) = 46000 · 0,2 / 0,4 = 23000 H
RKy
= Fr
– RLy
= 46000 – 23000 = 23000 H
Mx
= RKy
s = 23000 · 0,2 = 4600 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM
(s + t + p) – RLF
м
(s + t) = 0;
RLF
м
= FM
(s + t + p) / (s + t) = 15968 · 0,5 / 0,4 = 19960 H
RKF
м
= RLF
м
- FM
= 19960 – 15968 = 3992 H
RL
= = = 30480 H
RK
= = = 30480 H
Для расчета подшипников:
RL
' = RL
+ RLF
м
= 30480 + 19960 = 50440 H
RK
' = RK
+ RKF
м
= 30480 + 3992 = 34472 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σв
= 780 МПа, σт
= 540 МПа, τт
= 290 МПа,
σ-1
= 360 МПа, τ-1
= 200 МПа, ψτ
= 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σа
= σu
= МLF
м
/ 0,1d4
3
= 1597 · 103
/ 0,1 · 1003
= 16 МПа
τа
= τк
/2 = Твых
/ 2 · 0,2d4
3
= 4080 · 103
/ 0,4 · 1003
= 10,2 МПа
Кσ
/ Кdσ
= 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ
= 2,2 [2];
KFσ
= KFτ
= 1 [2]; KV
= 1 [2].
Kσ
Д
= (Кσ
/ Кdσ
+ 1 / КFσ
– 1) · 1 / KV
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
Kτ
Д
= (Кτ
/ Кdτ
+ 1 / КFτ
– 1) · 1 / KV
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д
= σ-1
/ Kσ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д
= τ -1
/ Kτ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ
= σ-1
Д
/ σа
= 94,7 / 16 = 5,9; Sτ
= τ -1
Д
/ τа
= 91 / 10,2 = 8,9
S = Sσ
Sτ
/ = 5,9 · 8,9 / = 4,9 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №320, С = 174 кН, С0
= 132 кН, d×D×B = 100×215×47
QA
= RA
' Kδ
KT
= 50440 · 1,3 · 1 = 65572 H
Ресурс подшипника:
Lh
= a23
(C / QA
)m
(106
/ 60n4
) = 0,8 · (174 / 65,572)3
· (106
/ 60 · 4,68) = 2,7 · 104
ч
2,7 · 104
ч > [t] = 2,5 · 104
ч
Подшипник подходит.
13. Смазка
Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.
Вязкость масла по [2]:
V1
= 0,37 м/с – V40°
= 33 мм2
/с
V2
= 0,12 м/с – V40°
= 35 мм2
/с
V40°ср
= 34 мм2
/с
По [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого
V40°
C
= 29-35 мм2
/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.
14. Проверка прочности шпоночных соединений
Напряжение смятия:
σсм
= 2М / d(l – b)(h – t1
) < [σ]см
= 120 МПа
Быстроходный вал Ø34 мм, шпонка 10 × 8 × 40, t1
= 5 мм.
σсм
= 2 · 173,9 · 103
/ 34 · (40 – 10)(8 – 5) = 113 МПа < [σ]см
Промежуточный вал Ø70 мм, шпонка 20 × 12 × 100, t1
= 7,5 мм.
σсм
= 2 · 958,1 · 103
/ 70 · (100 – 20)(12 – 7,5) = 76 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø90 мм, шпонка 24 × 14 × 100, t1
= 9 мм.
σсм
= 2 · 4080 · 103
/ 90 · (100 – 24)(14 – 9) = 118,3 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø110 мм, шпонка 28 × 16 × 100, t1
= 10 мм.
σсм
= 2 · 4080 · 103
/ 110 · (100 – 28)(16 – 10) = 106 МПа < [σ]см
Приводной вал Ø90 мм, шпонка 24 × 14 × 100, t1
= 9 мм.
σсм
= 2 · 4080 · 103
/ 90 · (100 – 24)(14 – 9) = 118,3 МПа < [σ]см
Приводной вал Ø110 мм, шпонка 28 × 16 × 100, t1
= 10 мм.
σсм
= 2 · 4080 · 103
/ 110 · (100 – 28)(16 – 10) = 106 МПа < [σ]см
15. Расчет зубчатой муфты
В приводе будем использовать зубчатую муфту. Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента по критерию:
Трасч
= k · Тдл.
≤ Ттабл.
Принимаем k = 1, тогда:
Трасч
= Т3
= 4080 Н·м
Диаметр муфты:
dМ
≥ 10 = 10 = 122 мм
qM
= 0,2 – 0,25
kМ
= 4 – 6 – при твердости 40-50 HRC
Выбираем зубчатую муфту dМ
= 125 мм, Т = 50000 Н · м, mм
= 4 мм, zм
= 56,
bм
= 35 мм [4].
16. Сборка редуктора
Детали перед сборкой промыть и очистить.
Сначала собираем валы редуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.
Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.
Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.
После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.
Список использованной литературы
1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.
2. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.
3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин,
Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.