Полный текст:
СОДЕРЖАНИЕ
Изм
Лист
Разраб.
Пров.
Утв.
Н.контр.
№ докум.
Дата
Подп.
47
2
Листов
Лист
Лит.
У
Редуктор цилиндрический двухступенчатый
Техническое задание………………………………………………………..……….3
Введение……………………………………………………………………………...4
1Выбор электродвигателя и кинематический расчет…………………..……..…..5
2 Расчет зубчатых колес редуктора………………………………………………7
2.1Расчет быстроходной ступени…………………………………………..…….…9
2.2 Расчет тихоходной ступени…………………………………………….…...…12
3 Предварительный расчет валов редуктора…………………………..……..….18
4 Конструктивные размеры шестерен и колес…………………………...………20
5 Конструктивные размеры корпуса редуктора……………………..………..21
6 Компоновка редуктора……………………………………………..……..23
7 Проверка долговечности подшипника…………………………………..…….25
8 Проверка прочности шпоночных соединений……………………………….36
9 Уточненный расчет валов……………………….……………………..……..38
10 Выбор сорта масла………………………………………………………..45
Заключение…………………………………………………………………..46
Литература…………………………………………………………………………..47
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Спроектировать привод к ленточному конвейеру по схеме приведенной на рисунке 1.
Мощность на ведомом валу редуктора Р3 =10 кВт и угловая скорость вращения вала ?=3,9?. Срок службы привода 5 лет, нагрузка постоянная.
Рисунок 1. Схема привода.
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные).
В данном курсовом проекте необходимо рассчитать двухступенчатый цилиндрический редуктор с развернутой кинематической схемой.
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
По ([1] , табл.1.1) примем:
КПД пары цилиндрических зубчатых колес h1= 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, h2 = 0,99.
Общий КПД привода
h = h12h23 = 0,982?0,993 = 0,9319. (1.1)
Частота вращения ведомого вала
(1.2)
Требуемая мощность электродвигателя
(1.3)
В ([1] , табл. П3) по требуемой мощности ртр = 10,7 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А 160 М8 УЗ, с параметрами Рдв = 11 кВт ГОСТ 19523 — 81.
Найдем угловую скорость вращения вала электродвигателя:
(1.4)
Определим общее передаточное отношение редуктора:
(1.5)
Разбираем общее передаточное отношение i: принимаем для быстроходной ступени iБ = 3,15 и для тихоходной ступени iТ = 2. Тогда общее передаточное отношение редуктора i = iБ * iТ = 3,15 * 2 = 6,3.
Отклонение ?i = (6,41-6,3) / 6,41 = 1,7 %, что меньше допустимого [?i]?3%.
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора см. таблицу 1.
Таблица 1 – Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора
Вал 1
Вал 2
Вал 3
Вращающие моменты:
на валу электродвигателя и ведущем валу
(1.6)
на промежуточном валу
(1.7)
на ведомом валу
(1.8)
2 Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании предложено разработать редуктор, передающий сравнительно большой момент, выбираем материалы со повышенными механическими характеристиками : для шестерен сталь 40ХН, термическая обработка — закалка, твердость HRC 53; для колес — сталь 40ХН, термическая обработка — закалка, но твердость на 10 единиц ниже — HRC 48.
Допускаемые контактные напряжения
(2.1)
где sHlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По ([1], табл.3.2) для низколегированных сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HRC 40-50 и термической обработкой (закалкой)
sHlimb =17 HRC +200; (2.2)
Khl - коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10([1], с. 29).
Расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле
[sH]=0,45([sH1]+[sH2]) (2.3)
для шестерен (2.4)
для колес (2.5)
Расчет колес тихоходной (прямозубой) ступени ведем по [sH2]=925 МПа.
Для косозубых колес (быстроходная передача) расчетное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле
[sH] = 0,45*(1000+925) = 866 МПа. (2.6)
Требуемое условие [sH] 1,23 [sH2] выполнено.
2.1 Расчет быстроходной ступени
Коэффициент KHb примем по ([1], табл.3.1) , как в случае несимметричного расположения колес, значение KHb= 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию yba=b/aw= 0,40.
Межосевое расстояние быстроходной ступени из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле
(2.1.1)
где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число быстроходной ступени редуктора iБ = 3,15.
Принимаем значение межосевого расстояния по СТ СЭВ 229-75 ([1], с. 30) awБ = 160 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mnБ = (0,01 ~ 0,02) awБ = (0,01 - 0,02) * 160 = 1,6 – 3,2 мм; принимаем по СТ СЭВ 229-75 ([1], с.30) mn = 3,0 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев b = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса
(2.1.2)
Принимаем z1 = 25; тогда z2 = z1 * iБ = 25 * 3,15 = 78,75. Принимаем z2= 79.
Уточненное передаточное отношение быстроходной передачи:
(2.1.3)
Отклонение ? iБ = ((3,16-3,15) /3,15)*100 = 0,32 %, что меньше допустимого [? i] ? 2,5% при i?4,5.
Уточненное значение угла наклона зубьев
(2.1.4)
b=arсcos 0,9750=12,84o.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
(2.1.5)
(2.1.6)
Проверка:
(2.1.7)
диаметры вершин зубьев:
da1 =d1+ 2mnБ = 76,92 + 2 * 3,0 = 82,92 мм; (2.1.8)
da2 = d2 + 2 mnБ = 243,08 + 2 * 3,0 = 249,08 мм; (2.1.9)
ширина колеса b2 = yba * awБ = 0,4 * 160 = 64 мм, (2.1.10)
принимаем b2 = 65 мм;
ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 70 мм. (2.1.11)
Определяем коэффициент ширины шестерен по диаметру:
(2.1.12)
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
(2.1.13)
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки
KH = KHb KHa KHn, (2.1.14)
где KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; KHa - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; KHn - динамический коэффициент.
Значения Кнb даны в ([1], табл.3.5); при ?bd = 0,845, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор Кнb =1,148 (найдено интерполяцией).
По ([1], табл.3.4) при v = 3,02 м/с и 8-й степени точности KHa = 1,09. По ([1], табл.3.6) для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0. Таким образом, КH = 1,148 * 1,09 * 1,0 = 1,251.
Проверка контактных напряжений по формуле:
(2.1.15)
Силы, действующие в зацеплениях:
окружная (2.1.16)
радиальная (2.1.17)
осевая (2.1.18)
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
(2.1.19)
Здесь коэффициент нагрузки KF = KFbKFv. По ([1], табл.3.7) при ?bd=0,8450, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFb =1,184. По ([1], табл.3.8) KFv=1,1. Таким образом, коэффициент KF =1,184 * 1,1 = 1,302; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:
у шестерни (2.1.20)
у колеса (2.1.21)
по ([1], с.35) YF1 =3,86 и YF2=3,61.
Допускаемое напряжение по формуле
(2.1.22)
По ([1], табл.3.9) для стали 40ХН закаленной soFlimb = 700МПа.
[SF] = [SF]' [SF]?? - коэффициент безопасности , где [Sf]' = 1,75 ([1], табл.3.9) [Sf]'' = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [Sf] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерени [?F1] =700/1,75= 400 МПа;
для колеса [?F2] =700/1,75 = 400 МПа.
Находим отношения [?F]/YF :
для шестерни 400/ 3,86 = 103,6 МПа;
для колеса 400/ 3,61 = 110,8 МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев шестерни, для которых найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Y? и KF?:
(2.1.23)
(2.1.24)
для средних значений коэффициента торцового перекрытия ?? = 1,5 и 8-й степени точности KF? = 0,92.
Проверяем прочность зуба шестерен по формуле (2.1.18)
<[?F2]=400 МПа.
Условие прочности выполнено.
2.2 Расчет тихоходной ступени
Коэффициент KH примем по ([1], табл.3.1) , как в случае несимметричного расположения колес, значение KH= 1,25.
Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию yba=b/aw= 0,25.
Межосевое расстояние тихоходной ступени из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле
(2.2.1)
где передаточное число тихоходной ступени редуктора iТ = 2.
Выбираем значение межосевого расстояния по СТ СЭВ 229-75 ([1], с. 30) awТ = 180 мм.
Окружной модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mtТ = (0,01 ~ 0,02) awТ = (0,01 - 0,02)*180 = 1,8 -3,6 мм; принимаем по СТ СЭВ 229-75 ([1], с.30) mt = 3,0 мм.
Определим числа зубьев шестерни и колеса
(2.2.2)
Принимаем z1 = 40; тогда z2 = z1 * iТ = 40 * 2 = 80.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
(2.2.3)
(2.2.4)
Проверка:
(2.2.5)
диаметры вершин зубьев:
da1 =d1+ 2mnТ = 120,0 + 2 * 3 = 126,0 мм; (2.2.6)
da2 = d2 + 2 mnТ = 240,0 + 2 * 3 = 246,0 мм; (2.2.7)
ширина колеса b2 = ybaawТ = 0,25*180 = 45 мм; (2.2.8)
ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 50 мм. (2.2.9)
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
(2.2.10)
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
(2.2.11)
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки
KH = KHb KHa KHn, (2.2.12)
Значения Кнb даны в ([1], табл.3.5); при ?bd = 0,4167, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор Кнb =1,042 (найдено интерполяцией).
По ([1], табл.3.4) для прямозубых колес KHa = 1,0. По ([1], табл.3.6) для прямозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,05. Таким образом, КH = 1,042 * *1,0 * 1,05 = 1,094.
Проверка контактных напряжений по формуле :
(2.2.13)
Силы, действующие в зацеплениях:
окружная (2.2.14)
радиальная (2.2.15)
осевая сила FaТ = 0, т.к. передача прямозубая.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
(2.2.16)
где коэффициент нагрузки KF = KFbKFv. По ([1], табл.3.7) при ?bd = 0,4167, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFb =1,074. По ([1], табл.3.8) KFv=1,25. Таким образом, коэффициент KF =1,074 * 1,25 = 1,343; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:
у шестерни (2.2.17)
у колеса (2.2.18)
по ([1], с.35) YF1 = 3,70 и YF2=3,61.
Допускаемое напряжение по формуле
(2.2.19)
По ([1], табл.3.9) ) для стали 40ХН закаленной soFlimb = 700МПа.
[SF] = [SF]' [SF]?? - коэффициент безопасности , где [Sf]' = 1,75 ([1], табл.3.9) [Sf]'' = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [Sf] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни [?F1] =700/1,75= 400 МПа;
для колеса [?F2] =700/1,75 = 400 МПа.
Находим отношения [?F]/YF:
для шестерни 400/ 3,70 = 108,1 МПа;
для колеса 400/ 3,61 = 110,80 МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев шестерни, для которого найденное отношение меньше.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле (2.2.16)
<[?F2]=400 МПа.
Условие прочности выполнено.
3 Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям в связи с большими длинами валов и несимметричным расположением колес.
Ведущий вал:
учитывая большую длину вала, принимаем [?к] = 15 МПа. Тогда диаметр выходного конца ведущего вала по формуле
(3.1)
Примем dв1 = 40 мм. Примем под подшипниками по ГОСТ 6636-69 dп1=45 мм. Такое большое увеличение диаметра по сравнению с расчетным связано с тем, что подшипники ведущего вала очень нагружены и работают при высокой частоте вращения. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Промежуточный вал:
учитывая большую длину вала, принимаем [?к] = 15 МПа. Тогда диаметр промежуточного вала под подшипниками
Примем диаметр вала под подшипниками dП2 = 55 мм, под зубчатыми колесами dK2 = 60 мм, шестерню тихоходной ступени выполним заодно с валом.
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца ведомого вала при допускаемом напряжении [?к] = 20 МПа
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dВ3= 65 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dП3 = 70 мм, под зубчатым колесом dK3 = 75 мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
На ведущем и ведомом валах установлены для соединения с электродвигателем и валом барабана, соответственно. Принимаем по ГОСТ 21424-75 ([1], табл. 9.5) муфты упругие втулочно-пальцевые МУВП с расточками полумуфт: dв1=40 мм под выходной конец ведущего вала и 32 мм под вал электродвигателя; под выходной конец ведомого вала dВ3=65 мм.
4 Конструктивные размеры шестерен и колес
Быстроходная ступень:
Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d1 = 76,92 мм; dа1 = 82,92 мм; b1 = 70 мм.
Колесо кованое: d2 = 243,08 мм; da2 = 249,08 мм; b2 = 65 мм.
Диаметр ступицы dст = l,6dк2 = 1,6*60 = 96 мм; (4.1)
длина ступицы 1ст = (1,2 - 1,5) dк2 = (1,2 - 1,5) * 60 = 72 - 90 мм, (4.2)
принимаем lст = 80 мм.
Толщина обода ?о = (2,5 - 4)mnБ = (2,5 - 4) * 3 = 7,5 - 12 мм, (4.3)
принимаем ?о = 10 мм.
Толщина диска С = 0,3 b2 = 0,3 * 65 = 19,5 мм (4.4)
принимаем С = 20 мм.
Тихоходная ступень:
Шестерню конструируем без ступицы; ее размеры определены выше: d1=120,0мм; dа1 = 126,0 мм; b1 = 50 мм.
Колесо кованое: d2 = 240,0 мм; da2 = 246,0 мм; b2 = 45 мм.
Диаметр ступицы dст = l,6dк3 = 1,6*75 = 120 мм;
длина ступицы 1ст = (1,2 - 1,5) dк3 = (1,2 - 1,5) * 75 = 90 – 112,5 мм,
принимаем lст = 90 мм.
Толщина обода ?о = (2,5 - 4)mnТ = (2,5 - 4) * 3 = 7,5 - 12 мм,
принимаем ?о = 12 мм.
Толщина диска С = 0,3 b2 = 0,3*45 = 13,5 мм;
принимаем С = 14 мм.
5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
? = 0,025*aWт + 1 = 0,025*180 +1=5,5 мм, (5.1)
принимаем ? = 8 мм;
? = 0,02*аWт + 1 = 0,02*180 +1=4,6 мм, (5.2)
принимаем ? = 8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1,55 ? = 1,5*8 = 12 мм; (5.3)
b1 = 1,55? = 1,5*8 = 12 мм; (5.4)
нижнего пояса корпуса
р = 2,355 ? = 2,35 * 8 = 18,8 мм; (5.5)
принимаем р = 20 мм.
Диаметр болтов:
фундаментных
d1 = (0,03 - 0,036) aWт + 12 = (0,03 - 0,36) *180 + 12 = 17,4 – 18,48 мм; (5.6)
принимаем болты с резьбой М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = (0,7 - 0,75)d1 = (0,7 - 0,75) *20 = 14- 15 мм; (5.7)
принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом
d3 = (0,5 - 0,6) d1 = (0,5 - 0,6)*20 = 10 - 12 мм; (5.8)
принимаем болты с резьбой М12.
6 Компоновка редуктора
Компоновка служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом ступиц колес и внутренней стенкой корпуса А1=1,2?;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колес до внутренней стенки корпуса А = ?;
в) принимаем расстояние между окружностью вершин зубьев шестерни ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ?; принимаем расстояние между окружностью зубьев колес тихоходной передачи и внутренней стенкой корпуса А = ?.
Для ведущего вала намечаем радиальные роликовые подшипники сферические двухрядные по ГОСТ 5721-75 ([2], табл. 7.10.8). Для промежуточного вала намечаем радиальные роликовые подшипники сферические двухрядные по ГОСТ 5721-75 ([2], табл. 7.10.8). Для ведомого вала намечаем намечаем радиальные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами по ГОСТ 8328-75 ([2], табл. 7.10.5). Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dпl = 45 мм, dп2 = 55 мм и dп3 = 65 мм.
Таблица 2 - Подшипники
Условное обозначение подшипника
Размеры, мм
Грузоподъемность, кН
d
D
B
C
Co
3609
45
100
36
138
95
3611
55
120
43
199
139
32213
65
120
23
76,5
51
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем, что подшипники смазываются маслом посредством разбрызгивания.
Глубина гнезда подшипника lг =1,5В: для подшипника 3609 lг=1,5*36 = 54 мм, примем lг = 55 мм; для подшипника 3611 lг=1,5*43=64,5мм, примем lг=65 мм; для подшипника 32213 lг =1,5*23=34,5мм, примем lг = 35 мм.
Находим расстояния на ведущем валу (см. рисунок 2): расстояние между точками приложения радиальных опорных реакций l1 = 225 мм, расстояние от точки приложения опорной реакции в опоре 1 до плоскости симметрии шестерни быстроходной передачи с1 = 70 мм.
Находим расстояния на промежуточном валу (см. рисунок 3): расстояние между плоскостями симметрии подшипников l2 = 225 мм, расстояние от плоскости симметрии подшипников до плоскости симметрии колеса быстроходной передачи с2 = 70 мм, расстояние от плоскости симметрии подшипников до плоскости симметрии шестерни тихоходной передачи с3 = 75 мм.
Находим расстояния на ведомом валу (см. рисунок 4): расстояние между плоскостями симметрии подшипников l3 = 270 мм, расстояние от плоскости симметрии подшипника до плоскости симметрии колеса тихоходной передачи с4 = 80 мм.
На промежуточном и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 — 78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 - 10 мм меньше длин ступиц.
7 Проверка долговечности подшипника
Долговечность подшипников должна соответствовать долговечности редуктора. Долговечность редуктора можно определить по формуле:
(7.1)
где k - срок службы редуктора в годах; nсм – число смен в сутки; tсм – продолжительность смены.
Ведущий вал (см. Рисунок 2).
Из предыдущих расчетов имеем FtБ = 11200 Н, FrБ = 4180 Н, FaБ =2550Н, d1Б = 76,92 мм, l1 = 225 мм, с1 = 70 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
(7.2)
(7.3)
Проверка: (7.4)
в плоскости yz
(7.5)
(7.6)
Проверка: (7.7)
Суммарные реакции
(7.8)
(7.9)
Подшипник в опоре 1 несет только радиальную нагрузку, т.к. осевая нагрузка FаБ полностью передается на конический роликоподшипник, установленный в опоре 2. В опоре 1 установлен радиальный роликовый подшипник сферический двухрядный 3609 (см. табл. 1): d=45мм; D=100 мм; В=36 мм; С=138 кН и Со=95 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле
(7.10)
где коэффициент безопасности принимаем Кб=1 ([1], табл. 7.2); температурный коэффициент при рабочей температуре до 100°С Кт= 1 ([1], табл. 7.1); V = 1 (вращается внутреннее кольцо).
Расчетная долговечность, млн. об
(7.11)
Рисунок 1. Расчетная схема ведущего вала.
Расчетная долговечность, ч
(7.12)
что больше необходимого по техническому заданию.
В опоре 1 установлен радиальный роликовый подшипник сферический двухрядный 3609 (см. табл. 1): d=45мм; D=100 мм; В=36 мм; С=138 кН и Со=95 кН, е=0,40.
Комбинированная статическая нагрузка по формуле
(7.13)
в которой радиальная нагрузка Fr = Рг1 = 11431 Н; осевая нагрузка Fа = FаБ = 16845 Н
Отношение следовательно, по ([2], табл. 7.10.8) У=2,5.
Эквивалентная нагрузка по формуле
(7.14)
где коэффициент безопасности принимаем Кб = 1 ([1], табл. 7.2); температурный коэффициент при рабочей температуре до 100°С Кт=1([1],табл.7.1); V = 1 (вращается внутреннее кольцо).
Расчетная долговечность, млн. об
(7.15)
Расчетная долговечность, ч
(7.16)
что больше необходимого по техническому заданию.
Промежуточный вал (см. Рисунок 3).
Из предыдущих расчетов имеем FtБ = 11200 Н, FrБ = 4180 Н , FaБ=2550Н, FtТ = 9570 Н, FrТ = 3480 Н; из компоновки d2Б = 243,08 мм, d1Т = 120,0 мм, l2=225 мм, с2 = 70 мм, с3= 75 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
(7.17)
(7.18)
Проверка: (7.19)
в плоскости yz
(7.20)
(7.21)
Проверка: (7.22)
Суммарные реакции
Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 3. В опоре 3 установлены радиальные роликовые подшипники сферические двухрядные 3611 (см. табл. 1): d=55мм; D = 120 мм; В=43 мм; С= 199 кН и Со = 139 кН; е = 0,40.
Рисунок 3. Расчетная схема промежуточного вала.
Комбинированная статическая нагрузка по формуле
в которой радиальная нагрузка Fr=Рг3=11340 Н; осевая нагрузка Fа=FаБ=2550Н.
Отношение следовательно, по ([2], табл. 7.10.8) У1= 1,7.
Эквивалентная нагрузка по формуле
где коэффициент безопасности принимаем Кб=1 ([1], табл. 7.2); температурный коэффициент при рабочей температуре до 100°С Кт= 1 ([1],табл. 7.1); V = 1 (вращается внутреннее кольцо).
Расчетная долговечность, млн. об
Расчетная долговечность, ч
что больше необходимого по техническому заданию.
Ведомый вал (см. Рисунок 4).
Ведомый вал несет нагрузки: FtТ=9570 Н, FrТ=3480 Н. Из этапа компоновки 13 = 270 мм, с4= 80 мм.
Рисунок 4. Расчетная схема ведомого вала.
Реакции опор:
в плоскости xz
(7.23)
(7.24)
Проверка: (7.25)
в плоскости yz
(7.26)
(7.27)
Проверка: (7.28)
Суммарные реакции
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 6.
В опоре 6 установлены радиальные роликовые подшипники 32213 (см. табл. 1): d=65мм; D = 120 мм; В=23мм; С=76,5кН и Со = 51 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле
где коэффициент безопасности принимаем Кб=1 ([1], табл. 7.2); температурный коэффициент при рабочей температуре до 100°С Кт= 1 ([1],табл. 7.1) ); V = 1 (вращается внутреннее кольцо).
Расчетная долговечность, млн. об.
Расчетная долговечность, ч
8 Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360 — 78 ([1], табл. 6.9).
Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле
(8.1)
где Т- передаваемый крутящий момент; d – диаметр вала; h – высота шпонки; t1 – глубина паза вала; l – длина шпонки; b – ширина шпонки.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [?см] = 100-120 МПа, при чугунной [?см] = 50 - 70 МПа.
Ведущий в а л.
Шпонка под ступицей муфты: dВ1 = 40 мм; b * h = 12 * 8 мм; t1 = 5 мм; длина шпонки (исходя из длины полумуфты МУВП 80 мм) l = 70 мм; момент на ведущем валу Т1 = 136,7 * 103 Н*мм.
Условие ?см < [?см] выполнено (материал ступицы полумуфты — чугун марки СЧ 15).
Промежуточный вал.
Проверяем шпонку под ступицей колеса быстроходной ступени: dк2=60мм; b * h = 18 * 11 мм; t1 = 7 мм; длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы колеса 80 мм); момент Т2 = 430,6 * 103 Н*мм;
Условие ?см < [?см] выполнено (материал ступиц — сталь 40ХН).
Под шестерней тихоходной передачи устанавливаем две шпонки под углом 1800 друг к другу. Проверяем шпонки под шестерней тихоходной ступени: dк2= 60 мм; b*h=18*11 мм; t1=7 мм; длина шпонки l=40 мм (при ширине шестерни 45 мм); момент Т2 = 430,6 * 103 Н*мм;
Условие ?см < [?см] выполнено (материал ступиц — сталь 40ХН).
Ведомый вал.
Проверяем шпонки под ступицей колеса: dк3 = 75 мм; b*h =20 * 12 мм; t1=7,5мм; длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы колеса 90 мм); момент Т3 = 861 * 103 Н*мм.
Условие ?см < [?см] выполнено (материал ступицы — сталь 40ХН).
Под ступицей полумуфты установим две шпонки под углом 1800 друг к другу. Шпонка под ступицей муфты: dВ1 = 65 мм; b * h = 20 * 12 мм; t1 = 7,5 мм; длина шпонки l = 100 мм (исходя из длины полумуфты МУВП 110 мм); момент на ведомом валу Т3=861 * 103 Н*мм.
Условие ?см < [?см] выполнено (материал ступицы полумуфты — чугун марки СЧ 15).
9 Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал.
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 40ХН, термическая обработка — закалка.
По ([2], табл. 16.2.1) при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае dal=82,92 мм) среднее значение ?в = 980 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
(9.1)
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
(9.2)
Сечение А —А. Это сечение при передаче вращающего момента через ступицу муфты рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
(9.3)
где ?-1-предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений; k?-эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; ??-масштабный фактор касательных напряжений; ?v , ?m- среднее напряжение и амплитуда отнулевого цикла.
Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
(9.4)
где Wк нетто-осевой момент сопротивления кручению.
При dВ1 =40 мм; b=12 мм; t1 =5 мм
(9.5)
Находим интерполяцией k?=1,98 ([1], табл. 6.5), ??=0,73 ([1], табл. 6.8), и ??=0,1 ([1], с.100),].
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для обеспечения долговечности подшипника.
Промежуточный вал.
Материал вала сталь 45, термическая обработка — улучшение. По ([1], табл.3.3) при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае dк2 = 85 мм) среднее значение ?в = 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба ?-1=338 МПа, ?-1=195МПа.
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки под ступицей колеса быстроходной передачи. Изгибающий момент в сечении Б-Б
(9.6)
Осевой момент сопротивления сечения при dк2 =60 мм; b=18 мм; t1=7 мм
Амплитуда нормальных напряжений
среднее напряжение ?m=0. (9.7)
Полярный момент сопротивления
Wp = 2 * Wк нетто = 2 * 39440 = 78881 мм3. (9.8)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Находим интерполяцией k?=1,79 ([1], табл. 6.5), ??=0,675 ([1], табл. 6.8), и ??=0,2 ([1], с.100)].
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
(9.9)
Находим интерполяцией k?=1,68 ([1], табл. 6.5), ??=0,675 ([1], табл. 6.8), и ??=0,1 ([1], с.100)].
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
(9.10)
Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок под ступицей шестерни тихоходной передачи. Изгибающий момент в сечении В-В
(9.11)
Осевой момент сопротивления сечения при dк2 =60 мм; b=18 мм; t1=7 мм
Амплитуда нормальных напряжений
среднее напряжение ?m=0. (9.12)
Полярный момент сопротивления
Wp = 2 * Wк нетто = 2 * 36941 = 73882 мм3. (9.13)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Находим интерполяцией k?=1,79 ([1], табл. 6.5), ??=0,675 ([1], табл. 6.8), и ??=0,2 ([1], с.100)].
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
(9.14)
Находим интерполяцией k?=1,68 ([1], табл. 6.5), ??=0,675 ([1], табл. 6.8), и ??=0,1 ([1], с.100),].
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
(9.15)
Ведомый вал.
Материал вала — сталь 45 улучшенная; ?в = 780 МПа ([1], табл. 3.3).
Пределы выносливости ?-1 = 338 МПа и ?-1= 195 МПа.
Сечение Д-Д.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки под ступицей колеса тихоходной передачи. Изгибающий момент в сечении Д-Д
(9.16)
Осевой момент сопротивления сечения при dк3 =75 мм; b=20 мм; t1=7,5 мм
Амплитуда нормальных напряжений
среднее напряжение ?m=0.
Полярный момент сопротивления
Wp = 2 * Wк нетто = 2 * 78237 = 156474 мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Находим интерполяцией k?=1,79 ([1], табл. 6.5), ??=0,65 ([1], табл. 6.8), и ??=0,2 ([1], с.100),].
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Находим интерполяцией k?=1,68 ([1], табл. 6.5), ??=0,65 ([1], табл. 6.8), и ??=0,1 ([1], с.100),].
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Д-Д
Для всех сечений s <[s] = 2,5.
10 Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25*10,7=2,7 дм3.
По ([1], табл. 8.8) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до ? = 1000 МПа и скорости v = 3,02 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 81,5 * 10-6 м2/с. По ([1], табл. 8.10) принимаем масло индустриальное И-100А (по ГОСТ 20799-75*). Имеющее вязкость 90-118 * 10-6 м2/с.
Заключение
В данном курсовом проекте рассчитан двухступенчатый несоосный редуктор.
Рассчитанный редуктор имеет следующие особенности конструкции: валы имеют повышенный запас прочности, что обусловлено необходимостью применения более долговечных подшипников, т.к. редуктор передает сравнительно большую мощность без включения в кинематическую цепь дополнительных передач между электродвигателем и редуктором.
Литература.
1. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов/С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др.- М.: Машиностроение, 1980. 351 с., ил.
2. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: учебн. пособие / Л.В.Курмаз, А.Т. Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт», 2002. – 290 с.