Проектирование и расчет привода к подъемнику

Министерство образования и науки Украины Донбасская государственная машиностроительная академия Кафедра «КИТ»

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине

«Основы автоматизированного проектирования сложных объектов и систем»

по теме: «Проектирование и расчет привода к подъемнику»

Выполнил: ст.гр. ИТ01−2

Соловьянов А.Ю.

Проверил: Роганов Л.Л.

Савицкий В.В.

Корнева М.Л.

Краматорск, 2005

Содержание

1 Выбор электродвигателя

2 Кинематический расчет

3 Расчет частот, мощностей и вращающих моментов на отдельных элементах привода

4 Проектировочный расчет

4.1 Расчет второй прямозубой цилиндрической пары Z3-Z4

Расчет межосевого расстояния Назначение числа зубьев Расчет геометрических размеров зубчатых колес Назначение степени точности

4.2 Расчет первой прямозубой цилиндрической пары Z1-Z2

Расчет межосевого расстояния Назначение числа зубьев Расчет геометрических размеров зубчатых колес Назначение степени точности

4.3 Расчет клиноременной передачи

4.4 Предварительный расчет цепной передачи

4.5 Проектировочный расчет валов

5 Проверочный расчет

5.1 Расчет второй прямозубой цилиндрической пары Z3-Z4

5.2 Расчет второй шевронной цилиндрической пары

5.3 Проверочные расчеты цепной передачи

5.4 Проверочный расчет валов на выносливость

5.5 Расчет подшипников на долговечность

6 Технические условия на эксплуатацию

1 Выбор электродвигателя

где Твых — мощность на выходном валу

nвыхчастота вращения выходного вала з-КПД редуктора

Pпотр — потребляемая мощность на выходном валу з=з3под*зрем*з2зац=0,993*0,95*0,972=0,87

зподш=0,99; ззацеп=0,97; зр.п.=0,95;

кВт Выбираем электродвигатель

2 Кинематический расчет

Общее передаточное число

Uобщ =10,25

Расчет передаточного числа редуктора.

Расчёт передаточных чисел редуктора.

Uред=U1−2*U3−4; U3−4==2,27;

Принимаем по стандарту: U1−2=2,5 U3−4=2,24

Определяем фактическое передаточное число редуктора

Uф=U1−2*U3−4=2.5*2,24=5.6;

Определяем процент фактического передаточного числа редуктора относительно номинального

<4% - условие выполняется.

ДU<[ДU]=4%

3 Расчет частот, мощностей и вращающих моментов на отдельных элементах привода

Расчет частот.

nведущ шк=nэд=1435 мин-1;

nведом шк=nz1= мин-1

nпр.в.=nz2=nz3= мин-1

nвых. в.=nz4= мин-1

Расчет мощностей.

Рведущ шк=Pпотр=2,54кВт;

Рвх=Рведом шк= Рпотр*зрем=2,54*0,95=2,413 кВт;

Рz1= Рведом шк*зподш=2,413*0,99=2,39 кВт;

Рz2=Рz1*ззац=2,39*0,97=2,32 кВт;

Рz3= Рz2*зподш=2,32*0,99=2,295 кВт

Pz4=Рz3* ззац=2.295*0.97=2.23 кВт;

Рвых=Pзв=Pz4*зподш=2,23*0,99=2,208 кВт;

Расчет вращающих моментов.

Тведущ шк=Тпотр=Hм;

Tвх=Тведом шк= Hм Тz1= Hм Тz2= Hм Тz3= Hм Тz4= Hм Твых= Hм.

Расчетные данные сведем в таблицу Таблица 1 результаты кинематического расчета

4 Проектировочный расчет

4.1 Расчет второй прямозубой цилиндрической пары Z3-Z4

Расчет ведем по этой передачи, так как она более нагружена, чем передача 1−2

Исходные данные:

мощность на шестерне Pz3 = 2.295 кВт; Рz4=2.23кВт частота вращения шестерни nz3 = 318,89 об/мин;

передаточное число U3−4 = 2.24

Режим нагружения:

t1 = 4000 час; P1 = P;

t2 = 4000 час; P2 = 0.7P;

t3 = 5000 час; P3 = 0.2P;

Назначение материалов и допускаемых напряжений Принимается для шестерни и для колеса сталь 45 улучшенная (т.к. зубья нарезают после термообработки, при этом достигается достаточная точность изготовления зубчатых колес без использования дорогих финишных операций, колеса хорошо приробатываются) По табл. 26, 24 выбираем:

Для шестерни Н3=269…302НВ (Н3=285)

уВ3=895МПа; уТ3=650МПа;

Для колеса Н4=235…262НВ (Н4=250)

уВ4=780МПа; уТ4=540МПа;

Допускаемые контактные напряжения

.

Для шестерни уHlimb = 2*HB + 70 = 2*285 + 70 = 640 МПа [1, табл. 10] - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов NH0.

SH = 1.1 [1, табл. 11] - коэффициент безопасности.

— коэффициент долговечности.

NHO3 = 30*Н2,4НВ = 30*2852,4=23 374 855

NHE3=60*n3=60*318.89(13*4000+0.73*4000+0.23*5000) =

=103 549 960

< 1, принимаем KHL = 1.

Принимаем значения коэффициентов:

ZR = 1 (принят 7-й класс чистоты обработки);

ZV = 1 (ожидается V < 5 м/с);

KL = 1 (обильно смазываемая передача);

KчH = 1 (ожидается диаметр зубчатых колес меньше 700 мм).

*1*1*1*1*1= 463.6 МПа.

Для колеса

уHlimb = 2*HB + 70 = 2*250 + 70 = 570 МПа [1, табл. 10].

SH = 1.1 [1, табл. 11].

NH04 = 30*HB2.4=30*2502.4=17 067 789

= 446 227 661

< 1, принимаем KHL = 1.

= 518 МПа.

Принимаем [у]расч=[у]H2=518 МПа Назначение коэффициентов Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния Шba = 0.315.

Коэффициент неравномерности нагрузки

KHв = 1.06 [1, табл. 20] ().

KHV = 1.2 — коэффициент динамичности нагрузки принят ориентировочно.

KHб = 1.0 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Расчет межосевого расстояния

Расчетная формула:

Kap = 9.75*103 [1, табл. 2] - средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности.

115,1 мм.

Принимаем значение a из стандартного ряда [1, табл. 16] a = 112 мм.

Назначение модуля

m = (0.01 … 0.025)*a = (0.01 … 0.025)*112 = 1.12 … 2,8.

Принимаем m = 2 мм, он обеспечивает

— целое число.

Назначение числа зубьев

34,568, принимаем Z3 = 35.

Z4 = (Z3 + Z4) — Z3 = 112 — 35 = 77.

Фактическое передаточное число

Uф = 1.98;

<[ДU]=2.5

ДU < [ДU] = 2.5% [1, табл.8].

Расчет геометрических размеров зубчатых колес

b = b4 = шba*a =0.315*112 = 35.28, принимаем b = b2= 36 [1, табл. 18] - ширина колес 3 и 4.

Делительные и внешние диаметры колес:

d3 = mZ3 = 2*35 = 70 мм;

da3 = d3 + 2m = 70+2*2=74 мм.

df3=d3−2.5*m=70−2.5*2=65 мм

d4 = mZ4 = 2*77 = 154 мм;

d a4 = d4 + 2m = 154+2*2=158 мм.

df4=d4−2.5*m=154−2.5*2=149 мм Проверка

Назначение степени точности

м/с.

Назначаем степень точности 9B [1, табл. 19].

4.2 Расчет первой прямозубой цилиндрической пары Z1-Z2

Исходные данные:

Мощность на шестерне z1: Pz1=2.39кВт Мощность на колесо z2: Рz2= 2,32 кВт;

Частота вращения шестерни z1: nz1=797.222 мин-1

Частота вращения колела z2: nz2=318.89 мин-1

Передаточное число U1−2=2.5

Режи нагружения: t1=4000 час. P1=P

t2=4000 час. P2=0.7P

t3=5000 час. P3=0.2P

Назначение материалов и расчет допускаемых напряжений Материал зубчатых колес такой же как и для пары 3−4, а также уН1=уН3; уН2=уН4;

[у]Hрасч=518МПа

Расчет межосевого расстояния

Из условия сносности назначаем межосевое расстояние, а=112мм, тогда (Z1+Z2)=(Z3+Z4)=112мм m=2

Назначение числа зубьев

Z2=112−32=80мм

Uф = 2.5;

ДU < [ДU] = 2.5% [1, табл.8].

Расчет геометрических размеров зубчатых колес

b2 =bw= шba*a= 0.25*112=28мм где шba=0,25

d1 = mZ1 = 2*32 = 64 мм;

da1 = d1 + 2m = 64+2*2=68 мм.

df1=d1−2.5*m=64−2.5*2=59 мм

d2 = mZ2 = 2*80 = 160 мм;

d a2 = d2 + 2m = 160+2*2=164 мм.

df2=d2−2.5*m=160−2.5*2=155 мм Проверка

Назначение степени точности

м/с.

Назначаем степень точности 8B [1, табл. 19].

4.3 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Pвш=2,54 Квт Твш=16,9 Нм

Nвш=1435 мин-1

Uрп=1,8

Межосевое расстояние регулируется перемещением двигателя по салазкам.

Выбор сечения ремня.

По табл. 79 принимаем ремень нормального сечения.

А=81 мм2 площадь поперечного сечения.

l0=90 мм базовая длинна.

Выбор диаметра меньшего шкива

d1=90 мм (табл. 79)

Расчет диаметра большего шкива.

d2=Uрп*d1=1.8*90=-160 мм принимаем d2=160 мм где е=0,015 (табл. 80)

.

Расчет межосевого расстояния передачи.

Ориентировочное межосевое расстояние передачи:

ар=1,2*d2=1.2*160=192 мм принимаем l=800 мм (табл. 82)

Действительное межосевое расстояние.

где пределы регулирования:

аmin=a-0.01*l=181−0.01*800=173мм

amax=a+0.025*l=181+0.025*800=161мм Угол охвата ремнём меньшего шкива

что соответствует рекомендациям Оценка долговечности ремня где

i<[i]=12c-1 — долговечность обеспечена.

Допускаемая мощность на один ремень.

где:

P0 = 1,02 кВт [табл. 83]

Сб=1−0,003(1800−2)=1−0,003(1800−600)=0,94

Сp = 0,62 — табл. 76

Потребное число ремней

Z =

С поправкой на число ремней где Сz=0.9 табл. 85

Z|<[z]=8 что соответствует рекомендациям Размеры для вычерчивания профиля шкива (табл. 86)

t = 15 мм с = 3,3 мм

e = 9 мм

s = 10 мм

bшир = (Z — 1) t + 2*s = (4−1)*15 + 2*10 = 65 мм.

Усилия, действующие на валы в передаче Сила предварительного натяжения ремня

Q = 2*F0*sin (б½) = 2*310*sin (160o/2) = 611 Н.

4.4 Предварительный расчет цепной передачи

Исходные данные:

Нагрузка в режимах: Т1/Тном=1

Т2/Тном=0,7

Т3/Тном=0,2

Время работы передачи в режимах: t1=4000

t2=4000

t3=5000

Предварительный расчет передачи Число зубьев ведущей звёздочки (ориентировочное)

Z1 = 31 — 2*U = 31 — 2*1.8 = 27.4, принимается Z1 = 27

Коэффициент работоспособности передачи С=4*106

Срок службы передачи

Коэффициент, учитывающий влияние частоты вращения ведущей звёздочки на износ шарнира

Kv=

Коэффициент, учитывающий влияние числа зубьев ведущей звёздочки передачи

Kz1=25/Z1=25/27=0.93

Межосевое расстояние передачи (в шагах) принимается из рекомендации

ap=30…50 принимаем ap=40

Коэффициент, учитывающий межосевое расстояние передачи

Ka=

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа Коэффициент, учитывающий параметры передачи

KR= Kz1 Ka Ku = 0.93*1*0.91=0.85

Коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров к горизонту

Kv=1 (таб. 58[1])

Коэффициент, учитывающий способ компенсации вытяжки цепи

Kp=1 (таб. 59[1])

Коэффициент, учитывающий способ смазки шарнира.

Kсм=2 (периодическая смазка шарниров табл. 60[1])

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи

Kэ=KvKpKсм=1*1*2=2

Допускаемое давление для расчета износостойкости шарнира

[p]изн=Мпа Принимается число рядов цепи: m=1

Коэффициент, учитывающий число рядов цепи: Km=1(табл. 61[1])

Расчетный шаг цепи

Pop= мм Коэффициент эксплуатации KЭ = Kg*Ka**Kрег*Kс*Kреж, где:

Ka = 1.3 — [3, табл.54] работа привода сопровождается умеренными колеб. нагр.

Из [2, табл. 59] выбираем приводную роликовую цепь с шагом p = 19.05 мм — ПР-19.05−3180

Расчёт геометрических показателей Расчётное число зубьев ведомой звёздочки

Z2 op=Z1U=27*1.8=48,6

Назначаем число зубьев ведомой звёздочки Z2 op=49

Расчетное число звеньев цепи мм Принимается lp = 118 (ближайшее чётное) Расчетное межосевое расстояние передачи Межосевое расстояние, обеспечивающее провисание цепи

a=0.997a0=0.997*759.07=756.8 мм Диаметр делительной окружности ведущей звёздочки мм;

Диаметр делительной окружности ведомой звёздочки мм;

Наружный диаметр ведущей звёздочки мм Наружный диаметр ведомой звёздочки мм Из [3, табл. 59] выбирается диаметр ролика Dp=11.91

Радиус впадины:

r=0.525 Dp +0.05=0.525*11.91+0.05=6.3мм Диаметр окружности впадин ведущей звёздочки мм Диаметр окружности впадин ведущей звёздочки мм Из [3, табл. 59] выбирается расстояние между пластинами внутреннего звена: Ввн=12,7 мм Ширина зубчатого венца звёздочек

b=0.93* Ввн-0.15=0.93*12.7−0.15=11.661 мм — для однорядной цепи

Радиус боковой поверхности зубьев звёздочек

R=1.7* Dp = 1.7*11.91=20.247 мм Координата центра кривизны боковой поверхности зуба

h=0.8* Dp=0.8*11.91=9.528 мм

4.5 Проектировочный расчет валов

Определим минимальный диаметр валов из условия крутильной прочности:

Принимаем:

d1 = 30 мм, d2 = 40 мм, d3 = 50 мм Выбор подшипников качения В качестве опор валов принимаются подшипники качения шариковые, радиальные одномерные средней серии по ГОСТ 8335– — 75.

Для? = 30мм — № 306

d=30мм; Д=72мм; В=19мм;V=2мм;С=29,1кН;С0=14.6

для? = 35мм — № 307

d=35мм; Д=80мм; В=21мм;V=2,5 мм;

для? = 20мм — № 304

d=20мм; Д=52мм; В=15мм;С=12,3кН;Сr=7,78кН Расчет основных размеров корпуса и крышки Диаметр фундаментных болтов:

принимаем болты с резьбой М16;

Диаметр болтов крепления редуктора:

принимаем болты с резьбой М12;

Диаметр стяжных болтов:

принимаем болты с резьбой М10.

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем д=8 мм.

Количество фундаментных болтов 4.

5 Проверочный расчет

5.1 Расчет второй прямозубой цилиндрической пары Z3-Z4

Проверка контактной выносливости зубьев Расчетное условие: уH < [у]H.

[у]H = 518 МПа (см. проектировочный расчет).

Расчетная формула контактного напряжения:

.

Принимаем

ZH = 1.77 — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

ZM = 275 — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес.

еб = - торцевой коэффициент перекрытия.

Zе = - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

KHв = 1.06 [1, табл. 20],

KHб = 1.0(прямые зубья)

KHV=1.1;

МПа<518МПа уH < [у]H, контактная выносливость обеспечена.

Проверка изгибной прочности Выясним по какому из зубчатых колес пары вести расчет, для чего и для шестерни и для колеса рассчитываем отношение [у]f/yf

допускаемое изгибное напряжение Для шестерни уFlimb = 1.8*HB = 1.8*285 = 513 МПа.

KFc=1 (нереверсивная передача)

SH=2.2 (при вероятности неразрушения зубьев больше 0,99)

NF0 = 4*106 — для всех сталей

NFE3 = 60*n3* =

= 60*318.89*(16*4000+0.76*4000+0.26*5000)=85 543 824

< 1, принимаем KFL = 1.

SF = SF' = 2.2 [1, табл. 24] - коэффициент безопасности.

[у]F3 = =233 МПа.

Для колеса уFlimb = 1.8*HB = 1.8*250 = 450 МПа.

KFc=1; SH=2.2

NFE4 =38 189 207

< 1, принимаем KFL4 = 1.

[у]F4 = =250 МПа.

YF3 = 3.75 [1, табл. 4] - коэффициент, зависящий от формы зуба;

YF4 = 3.61 [1, табл. 4].

62.1;

56.8

Более слабым элементом является колесо. По нему проверим изгибную прочность:

KFв = 1.06 [1, табл. 20] ().

KFб = 1 — для прямозубой передачи.

KFV=1.15;

119МПа<205МПа

Изгибная прочность обеспечена.

Проверка на контактную прочность при действии максимальных нагрузок Расчетное условие: уHmax < [у]Hmax.

уHmax = уH,

Kпер = 2.64 — коэффициент перегрузки (см. проверочный расчет быстроходной передачи).

уHmax = 485.5= 783 МПа<1512МПа где Кпер==2,2*(3/2,54)=2,6.

[у]Hmax = 2.8*уT = 2.8*540 = 1512 МПа.(выбираем по наименьшему колесу) Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

Проверка на изгибную прочность при действии максимальной нагрузки Расчетное условие: уFmax < [у]Fmax, расчет ведем по более слабому звену — колесу уFmax = уF* Kпер =119*2.6 = 309,4 МПа.

[у]Fmax = 2.75HB = 2.75*250 = 687.5 МПа. 1] (у колеса твердость зубьев HB = 250).

уFmax < [у]Fmax — изгибная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

5.2 Расчет первой прямозубой цилиндрической пары Z1-Z2

Проверка контактной выносливости зубьев Расчетное условие: уH < [у]H.

[у]H = 518 МПа (см. проектировочный расчет).

Расчетная формула контактного напряжения:

.

Принимаем

ZH = 1.77 — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

ZM = 275 — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес.

еб = - торцевой коэффициент перекрытия.

Zе = - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

KHв = 1.05 [1, табл. 20],()

KHб = 1.0(прямые зубья)

KHV=1.1;

МПа<518МПа уH < [у]H, контактная выносливость обеспечена.

Проверка изгибной прочности Выясним по какому из зубчатых колес пары вести расчет, для чего и для шестерни и для колеса рассчитываем отношение [у]f/yf допускаемое изгибное напряжение Так как материал шестерен и зубчатых колес одинаковы то приймем:

[у]F1=[у]F3=233;

[у]F2=[у]F4=205;

YF1 = 3.78 (для Z1=32 x = 0) [1, табл. 24]

YF2 = 3.61 (для Z2=80 x = 0) [1, табл. 24].

61.6;

56.8

Более слабым элементом является колесо. По нему проверим изгибную прочность:

KFв = 1.1 [1, табл. 37]

KFб = 1 — для прямозубой передачи.

KFV=1.28;

79МПа<205МПа Изгибная прочность обеспечена.

Проверка на контактную прочность при действии максимальных нагрузок Расчетное условие: уHmax < [у]Hmax.

уHmax = уH,

Kпер = 2.64 — коэффициент перегрузки (см. проверочный расчет быстроходной передачи).

уHmax = 377= 608 МПа<1512МПа где Кпер==2,2*(3/2,54)=2,6.

[у]Hmax = 2.8*уT = 2.8*540 = 1512 МПа.(выбираем по наименьшему колесу) Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

Проверка на изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

[у]Fmax=688

Расчетное условие: уFmax < [у]Fmax, расчет ведем по более слабому звену — колесу уFmax = уF* Kпер =79*2.6 = 205.4 МПа<688МПа.

[у]Fmax = 2.75HB = 2.75*250 = 687.5 МПа. 1] (у колеса твердость зубьев HB = 250).

уFmax < [у]Fmax — изгибная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечина Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

5.3 Проверочные расчеты цепной передачи

Проверка износостойкости шарнира цепи.

Скорость цепи в передаче

м/с Окружная сила на ведущей звёздочке Н

Коэффициент, учитывающий переменность нагрузки, Эквивалентная полезная нагрузка на цепь Расчетное давление в шарнире

p=МПа ,

где Аоп=106 мм2 [3 табл. 59]

p<[p]изн

13,5<30,8 — износостойкость шарнира цепи обеспечена Проверка усталостной прочности пластин цепи.

Коэффициент, учитывающий число зубьев ведущей звёздочки Коэффициент, учитывающий срок службы передачи, Коэффициент, учитывающий величину шага цепи

при p25.4мм Коэффициент, учитывающий частоту вращения ведущей звёздочки Допускаемое давление, обеспечивающее усталостную прочность пластин, МПа Расчётное давление в шарнире принимается равным p=13.5

p<[p]уст.- усталостная прочность пластин обеспечена.

Проверка статической прочности цепи Сила удара шарнира цепи о зуб звёздочки

Fy=0 при V<10 м/c .

мощность привод цепной передача вал Из [3, табл. 59] выбираем стандартную статическую разрушабщую нагрузку:

Fразр=31 800 Н Расчетный коэффициент безопасности

где [S] = 6.8 (из рекомендаций).

S>[S]

6.6>6 — статическая прочность цепи обспечена.

5.4 Проверочный расчет валов на выносливость

Исходные данные: Твх=16,06 Нм Твых=148,12

Т1=28,68 Нм n1=797.222 мин-1 d1=64мм Т2=69,5 Нм n2= 318,9 мин-1 d2=160мм Т3=68,73 Нм n3= 318,9 мин-1 d3=70мм Т4=149,6 Нм n4= 142,362 мин-1 d4=154мм Расчет входного вала Проверочный расчет вала на выносливость Определение нагрузок действующих на вал Исходные данные:

Окружные силы:

Радиальные силы:

Осевые силы: отсутствуют, так как передачи прямозубые.

Построение эпюр изгибающих моментов, составление схем загрузки вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Реакции опор в горизонтальной плоскости ZOY от силы Fr1

Реакции опор в вертикальной плоскости Для построения эпюр определяем размеры изгибающих и крутящих моментов в характерных точках.

В плоскости YOZ — отсутствуют, т.к. силы компенсируют друг друга В плоскости XOZ:

МА=МВ=0

В плоскости YOZ:

Опасными является сечение С, для которого суммарный изгибающий момент:

Определим запасы прочности в опасном сечении.

Принимаем для вала — сталь СТ5 ГОСТ 380–88 с твёрдостью 190НВ

b=520 МПа;

T=280 МПа;

T=150 МПа;

— 1=220 МПа;

— 1=130 Мпа. (Табл. 6[метод.])

— табл. 13

сечение С — круг ?20мм Концентратор напряжения — посадка внутреннего кольца подшипника на валах.

По табл. 10

V=1

Kf=1.05 (при Ка=0,32…2,5)-табл. 11

Тогда

Kd=2,5+1,05−1=2,55

Kd=1,9+1,05−1=1,95;

Принимается изменение нормальных напряжений происходящим по симметричному циклу:

Принимается изменение касательных напряжений происходящим по пульсирующему циклу:

Общий запас прочности в сечении, А Допускается [S]=1,7…2,5.

S>[S] - выносливость вала в сечении a-a обеспечена.

Проверочный расчет вала на статическую прочность при максимальных перегрузках Расчет промежуточного вала Проверочный расчет вала на выносливость Исходные данные: Ft1=895H; Ft2=326H; Ft3=1964H; Ft4=715H;

Из чертежа: а=43; в=98; с=45; L=186мм Построение эпюр изгибающих моментов, составление схем загрузки вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Реакции опор в горизонтальной плоскости YOZ от силы Реакции опор в вертикальной плоскости

Для построения эпюр определяем размеры изгибающих и крутящих моментов в характерных точках.

В плоскости XOZ:

МА=МВ=0

В плоскости YOZ:

Крутящий момент:

Т=Т2=69,5Нм=69 500Нмм Из анализа эпюр видно, что наиболее опасными являются сечение С (под зубчатым колесом), и Д (под шестернёй).

Суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях:

Для сечения С

Для сечения Д Общие запасы прочности в опасных сечениях.

Принимается для вала — сталь 5

Сечение С: круг ?35мм Концентратор напряжения — шпоночный паз

табл. 13

K=1,8; K=1,4; табл. 8

Kd=0,865 Kd=0,865;

Принимается изменение нормальных напряжений происходящим по симметричному циклу:

(прямозубая передача) Принимается изменение касательных напряжений происходящим по пульсирующему циклу:

Допускается [S]=1,7…2,5.

S>[S] - выносливость вала в опасном сечении обеспечена.

Сечение Д: круг 35 мм Концентратор напряжения — шпоночный паз.

Все коэффициенты такие — же как и для сечения С.

Тогда:

S>[S] - выносливость вала в опасном сечении обеспечена.

Расчет выходного вала Исходные данные: Fr4=715H; Ft4=1964H; Fцп=2378H; T4=149.6Hм;

Из чертежа: а=40; в=45; с=65; L=150мм; l=85.

Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Реакции опор в горизонтальной плоскости YOZ от сил Fru и Fцп Так как силы компенсируют друг друга, на вал действует только крутящий момент и усилие от муфты.

Реакции опор в вертикальной плоскости ZOX

Реакции опор в вертикальной плоскости от силы Ft4

Для построения эпюр определяем размеры изгибающих и крутящих моментов в характерных точках.

В плоскости YOZ:

МА= МC =МВ=0

В плоскости XOZ:

Крутящий момент:

Ткр=Т4=149,6Нм=149 600Нмм Из анализа эпюр видно, что наиболее опасными являются сечение В и Д Суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях:

Для сечения В Для сечения Д Общие запасы прочности в опасных сечениях.

Принимается для вала — сталь 5

Сечение В: круг ?35мм Концентратор напряжения — посадка внутреннего кольца подшипника на вал По табл. 10

KF=1,05; Kv=1;

Kd=2.55 Kd=1.95 ;

Принимается изменение нормальных напряжений происходящим по симметричному циклу:

(прямозубая передача) Принимается изменение касательных напряжений происходящим по пульсирующему циклу:

общий запас прочности в сечении Допускается [S]=1,7…2,5.

S>[S] - выносливость вала в опасном сечении обеспечена.

Сечение Д: круг 35 мм Концентратор напряжения — шпоночный паз.

Для которого:

K=1,8; K=1,4;

Kd= Kd=0,85;

тогда

S>[S] - выносливость вала в опасном сечении обеспечена.

5.5 Расчет подшипников на долговечность

Расчёт подшипников входного вала 1

Исходные данные:

Подшипник 206 (шариковые радиальные однорядные) Сr = 14,6 КН,

Lзад = 13 000ч, Кт=1 коэффициент, учитывающий температуру (при t90°С) КБ=1,3 коэффициент безопасности

a1 = 0,33 — коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника а23 = (0,7…0,8) — коэффициент, учитывающий условия работы подшипника и материал, из которого получены детали подшипника.

V = 1 — вращается внутреннее кольцо.

n=797,222 мин-1

Определяем суммарные реакции :

2. Определяем эквивалентные нагрузки для подшипника с большей радиальной нагрузкой (суммарной реакцией).

Рr = V*FrA*КБ*КТ = 1*546*1,3*1 = 710Н,

3. Определяем скорректированный расчетный ресурс принятого подшипника в миллионах оборотов:

4. Определяем скорректированный расчетный ресурс принятого подшипника в часах:

L10ahLзад Выбранный подшипник подходит.

Расчёт подшипников промежуточного вала 2

Исходные данные:

Подшипник 207 (шариковые радиальные однорядные) Сr = 25 500 Н,

Lзад = 13 000ч,

a1 = 0,33 — коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника а23 = (0,7…0,8) — коэффициент, учитывающий условия работы подшипника и материал, из которого получены детали подшипника.

V = 1 — вращается внутреннее кольцо.

n=318,9

Определяем суммарные реакции :

2. Определяем эквивалентные нагрузки для подшипника с большей радиальной нагрузкой (суммарной реакцией).

RE = V*FrA*КБ*КТ = 1*1805*1,3*1 = 2347Н, где КБ = 1,3- коэффициент безопасности (выбирается в зависимости от подшипника) КТ = 1 — коэффициент, учитывающий температуру (t < 90є).

3. Определяем скорректированный расчетный ресурс принятого подшипника в миллионах оборотов:

4. Определяем скорректированный расчетный ресурс принятого подшипника в часах:

L10ahLзад Выбранный подшипник подходит.

Расчёт подшипников выходного вала 3

Исходные данные:

Подшипник 307 (шариковые радиальные однорядные) С0r = 90 000 Н, Сr = 33,2 Н, e=0.35, Lзад = 13 000ч,

a1 = 0,33 — коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника а23 = (0,7…0,8) — коэффициент, учитывающий условия работы подшипника и материал, из которого получены детали подшипника.

V = 1 — вращается внутреннее кольцо.

n=142,362

Определяем суммарные реакции :

2. Определяем эквивалентные нагрузки для подшипника с большей радиальной нагрузкой (суммарной реакцией).

RE = V*FrA*КБ*КТ = 1*3969*1,3*1 = 5160Н, где КБ = 1,3- коэффициент безопасности (выбирается в зависимости от подшипника) КТ = 1 — коэффициент, учитывающий температуру (t < 90є).

3. Определяем скорректированный расчетный ресурс принятого подшипника в миллионах оборотов:

4. Определяем скорректированный расчетный ресурс принятого подшипника в часах:

L10ahLзад Выбранный подшипник подходит.

Расчет шпоночных соединений на смятие Принимаем шпонки призматические по ГОСТ 23 360–79

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная Расчетом проверяется отсутствие смятия той части боковой поверхности шпонки, которая выступает над валом:

где =120…160 Н. мм2 [5. стр. 11],

где Т — вращающий момент, Нм

d, h, lp, t — размеры шпоночных соединений

= 120…160 МПа.

Формула носит условный характер, поскольку неравномерность распределения напряжений смятия по длине и высоте шпонки, вызванная погрешностями и деформациями, а также перекосом шпонки, учитывается назначением повышенных коэффициентов запаса при выборе допускаемых напряжений. Высота рабочего участка шпонки может быть приближенно принята: k = 0.4 h.

Шпонка на валу 1 (шестерня):

d = 25 мм — диаметр вала;

h = 7 мм — высота шпонки;

l =22−8=14 мм — рабочая длина шпонки,

T = 28.63 Hм.

Шпонка на валу 2

Под колесом

d = 35 мм — диаметр вала;

h = 7 мм — высота шпонки;

lp = 28 — 8 = 20 мм — рабочая длина шпонки,

T = 69,5 Hм.

Под шестерней

d = 35 мм — диаметр вала;

h = 7 мм — высота шпонки;

lp = 32 — 8 = 24 мм — рабочая длина шпонки,

T = 69,5 Hм.

Шпонка на валу 3 (колесо):

Под зубчатым колесом

d = 35 мм — диаметр вала;

h = 7 мм — высота шпонки;

lp = 32−8 = 24 мм — рабочая длина шпонки,

T = 68,73 Hм.

Под звёздочкой

d = 30 мм — диаметр вала;

h = 8 мм — высота шпонки;

lp = 32−10 = 22 мм — рабочая длина шпонки,

T = 148,12 Hм.

6 Технические условия на эксплуатацию

Способ смазывания В проектируемом редукторе для смазывания зубчатых зацеплений применяется непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12, 5 м/с.

Выбор сорта масла Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях Н и фактической окружной скорости колес. Из предыдущих расчетов видно, что Н=600 МПа, =1,2 м/c. Выбираем сорт масла И-Г-С-68 [7, табл. 10.29].

Определение количества масла Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из условия 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

В связи с этим требуемый объем масла составляет:

Определение уровня масла В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса глубина погружения зубчатого колеса где m — модуль зацепления.

Смазка подшипников качения Смазывание подшипников качения осуществляется за счет разбрызгивания масла погруженными колесами из картера и циркуляции внутри корпуса образовавшегося масляного тумана и растекания масла по валам.