Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника

Содержание курсового проекта

1. Введение

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

3.3 Проектный расчёт червячной передачи

3.4 Проверочный расчёт червячной передачи

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

5. Конструирование корпуса и крышки редуктора

6. Проверочный расчет шпонок

6.1 Быстроходный вал

6.2 Тихоходный вал

7. Проверочный расчет быстроходного вала;

8. Подбор подшипников качения быстроходного вала;

9. Подбор и расчет муфты;

10. Выбор смазочных материалов;

11. Список использованной литературы.

1. Введение

В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый червячный редуктор привода междуэтажного подъемника.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора — уменьшение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указанию конкретного назначения. Редуктор классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтально, вертикально); особенностям кинематической схемы (развернутая, соостная и т. д.).

Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже — сварными стальными.

При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого червячного редуктора по ГОСТ 2185–66 u_max = 80. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением u. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u? 63.

Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т. д.).

В одноступенчатом червячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, а вал-червяк является быстроходным валом. В качестве опор валов используются как правило, подшипники качения. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а так же защиту от попадания в нее пыли и грязи.

Сборку редуктора производят в следующем порядке:

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом (или чертежом общего вида).

Начинают сборку с того, что на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца и подшипники качения, предварительно нагрев их в масле до 80…100С.

Собранный быстроходный вал-червяк укладывают в основании корпуса. В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники качения. Вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку редуктора, для центровки ее устанавливают с помощью двух конических штифтов и затягивают болты. Сопрягаемые поверхности корпуса и крышки редуктора предварительно смазывают спиртовым лаком.

Далее в сквозные крышки подшипников вставляют манжеты. Глухие и сквозные привёртные крышки подшипников вместе с набором прокладок устанавливают на торцах корпуса при помощи болтов.

Перед началом работы в редуктор заливают масло выше уровня нормы на 5…15 мм.

Перед эксплуатацией редуктор должен быть обкатан по условиям завода-изготовителя.

Разборку редуктора производят так же, как и сборку, но в обратной оследовательности.

2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

Р_рм = Fv,

где F — тяговое усилие цепи, кН;

v — линейная скорость грузовой цепи, м/с.

Р_рм = 40,5 = 2,0 кВт.

Определим общий КПД привода

= _зпопм²_пкпс,

где _зп — КПД закрытой передачи; _оп — КПД открытой передачи; _м — КПД муфты; _пк — КПД одной пары подшипников качения; _пс — КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).

= 0,80,920,980,99²0,985 = 0,696.

Определяем требуемую мощность двигателя:

Р_{дв.треб} = Р_рм/ = 2,0/0,696 = 2,87 кВт.

По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ100S4У3 с номинальной мощностью Р_ном=3кВт и номинальной частотой вращения n_ном = 1435 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:

n_рм = 601 000v/(D?),

где v — линейная скорость грузовой цепи, м/с;

D — диаметр звездочки, мм.

n_рм = 6 010 000,5/(3303,14) = 29,0 об/мин.

Определяем передаточное число привода:

u = n_ном/n_рм = 1435/29,0 = 49,56.

Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора u_зп = 20:

u_оп = u/u_зп = 49,56/20 = 2,48.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

В соответствии с заданной последовательностью соединения элементов привода по кинематической смене используем следующие формулы для вычисления мощности, частоты вращения, угловой скорости и вращающих моментов на валах привода:

Вал двигателя:

n_дв = n_ном = 1435 об/мин;

_дв = n_дв/30 = 3,141 435/30 = 150,2 рад/с;

P_дв = 2,87 кВт;

Т_дв = Р_дв/_дв = 2,871 000/150,2 = 19,1 Нм.

Быстроходный вал:

n₁ = n_дв = 1435 об/мин;

₁ = _дв = 150,2 рад/с;

Р₁ = Р_двмпк = 2,870,980,99 = 2,79 кВт;

Т₁ = Т_двмпк = 19,10,980,99 = 18,6 Нм.

Тихоходный вал:

n₂ = n₁/u_зп = 1435/20 = 71,75 об/мин;

₂ = ₁/u_зп = 150,2/20 = 7,51 рад/с;

Р₂ = Р_1зппк = 2,790,80,99 = 2,21 кВт;

Т₂ = Т₁u_зпзппк = 18,6200,80,99 = 294 Нм.

Вал приводной рабочей машины:

n_рм = n₂/u_оп = 71,75/2,48 = 28,95 об/мин;

_рм = ₂/u_оп = 7,51/2,48 = 3,03 рад/с;

Р_рм = Р_2оппс = 2,210,920,985 = 2,0 кВт;

Т_рм = Т₂u_опоппс = 2942,480,920,985 = 660 Нм.

Таблица 1 — Силовые и кинематические параметры привода

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

Определим скорость скольжения:

4,37,5120(294)^1/3/1000 = 4,29 м/с.

По [1, таблица 3.5] выбираем из группы I материал БрО10Ф1, полученный способом литья в кокиль, _в = 275 Н/мм², _т = 200 Н/мм².

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Допускаемые напряжения для червячного колеса определяем по формулам из [1, таблица 3.6].

Наработка за весь срок службы:

N = 573₂L_h = 5737,5 120 000 = 86 064 600.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

K_HL = (10⁷/N)^1/8 = (10⁷/86 064 600)^1/8 = 0,76.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[]_Н = 0,9K_HLC_vв = 0,90,761 275 = 189,1 Н/мм²,

где C_v — коэффициент, учитывающий износ материала.

Так как червяк располагается в масляной ванне, то полученное значение допускаемого напряжения не изменяем, т. е. []_Н = 189,1 Н/мм².

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

K_FL = (10⁶/N)^1/9 = (10⁶/86 064 600)^1/9 = 0,61.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[]_F = (0,08_в + 0,25_т)K_FL = (0,8 275 + 0,25 200)0,61 = 43,9 Н/мм².

3.3 Проектный расчёт червячной передачи

Определяем межосевое расстояние:

a_w = 61(Т₂10³/[]²_Н)^1/3 = 61(29 410³/189,1²)^1/3 = 123,11 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи a_w = 125 мм.

Число витков червяка z₁ = 2. Число зубьев колеса z₂ = z₁u = 220 = 40. Округляем до целого числа z₂ = 40.

Определим модуль зацепления

m = (1,5…1,7)a_w/z₂ = (1,5…1,7)125/40 = 4,69…5,31 мм, округляем в большую сторону до стандартного значения m = 5 мм.

Определяем коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212…0,25)z₂ = (0,212…0,25)40 = 8,48…10,00;

округляем в большую сторону до стандартного значения q = 10.

Коэффициент смещения инструмента

х = (a_w/m) — 0,5(q + z₂) = 0,00.

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:

u_ф = z₂/z₁ = 40/2 = 20,00;

(|20,00 — 20|/20)100% = 0,00 < 4%.

Определим фактическое значение межосевого расстояния

a_w = 0,5m(q + z₂ + 2x) = 0,55(10 + 40 + 20,00) = 125,00 мм.

Вычисляем основные геометрические размеры червяка:

делительный диаметр

d₁ = qm = 105 = 50,0 мм;

начальный диаметр

d_w1 = m(q + 2x) = 5(10 + 20,00) = 50,0 мм;

диаметр вершин витков

d_a1 = d₁ + 2m = 50,0 + 25 = 60,0 мм;

диаметр впадин витков

d_f1 = d₁ — 2,4m = 50,0 — 2,45 = 38,0 мм;

делительный угол подъема линии витков

= arctg (z₁/q) = arctg (2/10) = 11,31;

длина нарезаемой части червяка

b₁ = (10 + 5,5|x| + z₁)m + C = (10 + 5,5|0,00| + 2)5 + 0 = 60,0 мм, округляем до значения из ряда нормальных размеров b₁ = 60 мм.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

d₂ = d_w2 = mz₂ = 540 = 200,0 мм;

диаметр вершин зубьев

d_a2 = d₂ + 2m(1 + x) = 200,0 + 25(1 + 0,00) = 210,0 мм;

наибольший диаметр колеса

d_aм2? d_a2 + 6m/(z₁ + 2) = 210,0 + 65/(2 + 2) = 217,5 мм;

диаметр впадин зубьев

d_f2 = d₂ — 2m(1,2 — x) = 200,0 — 25(1,2 — 0,00) = 188,0 мм;

ширина венца

b₂ = 0,355a_w = 0,355 125,00 = 44,4 мм, округляем до значения из ряда нормальных размеров b₂ = 45 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса

2 = 2arcsin (b₂/(d_a1 — 0,5m)) = 2arcsin (45/(60,0 — 0,55)) = 103.

Определим силы в зацеплении окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

F_t2 = F_a1 = 2000T₂/d₂ = 2 000 294/200,0 = 2940 Н;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

F_t1 = F_a2 = 2000T₂/(u_фd₁) = 2 000 294/(20,0050,0) = 588 Н;

радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

F_r = F_t2tg20 = 29 400,364 = 1070 Н.

3.4 Проверочный расчёт червячной передачи

Фактическая скорость скольжения

v_S = u_ф2d₁/(2cos10³) = 20,007,5150,0/(2cos11,3110³) = 3,83 м/с.

Определим коэффициент полезного действия передачи

= tg/tg (+) = tg11,31/tg (11,31 + 2) = 0,85,

где — угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град [1, таблица 4.9].

Проверим контактные напряжения зубьев колеса где K — коэффициент нагрузки;

[]_Н — допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм² [1, таблица 3.6]

_H = 340(29 401/(50,0200,0))^½ = 184,4? 198,6 Н/мм².

Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 7,2%, условие выполнено. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

_F = 0,7Y_F2F_t2K/(b₂m)? []_F,

где Y_F2 — коэффициент формы зуба колеса, который определяется по [1, таблица 4.10] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

z_v2 = z₂/cos³ = 40/cos³11,31 = 42,

тогда напряжения изгиба равны

_F = 0,71,5 329 401/(455) = 14,0? 43,9 Н/мм²,

условие выполнено.

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:

А 12,0a_w^1,7 = 12,00,125^1,7 = 0,35 м²,

Где a_w — межосевое расстояние червячной передачи, м.

Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:

где — КПД червячной передачи;

P₁ — мощность на червяке, кВт;

K_T — коэффициент теплоотдачи, Вт/(м²С);

— коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;

t₀ = 20 С — температура окружающего воздуха;

[t]_раб = 95 С — максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, С.

t_раб = 1000(1 — 0,85)2,79/(170,35(1 + 0,3)) = 75,8 С.

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Быстроходный вал (вал-червяк):

d₁ = (0,8…1,2)d_дв = (0,8…1,2)28 = 22,4…33,6 мм, где d_дв — диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

Из полученного интервала принимаем стандартное значение d₁ = 25 мм. Длина ступени под полумуфту:

l₁ = (1,0…1,5)d₁ = (1,0…1,5)25 = 25…37,5 мм, принимаем l₁ = 40 мм.

Размеры остальных ступеней:

d₂ = d₁ + 2t = 25 + 22,2 = 29,4 мм, принимаем d₂ = 30 мм;

l₂ 1,5d₂ = 1,530 = 45 мм, принимаем l₂ = 45 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 30 + 3,22 = 36,4 мм, принимаем d₃ = 37 мм;

d₄ = d₂.

Тихоходный вал (вал колеса):

(29 410³/(0,235))^1/3 = 34,76 мм, принимаем d₁ = 35 мм;

l₁ = (0,8…1,5)d₁ = (0,8…1,5)35 = 28…52,5 мм, принимаем l₁ = 50 мм;

d₂ = d₁ + 2t = 35 + 22,5 = 40 мм, принимаем d₂ = 40 мм;

l₂ 1,25d₂ = 1,2540 = 50 мм, принимаем l₂ = 50 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 40 + 3,22,5 = 48 мм, принимаем d₃ = 48 мм;

d₄ = d₂;

d₅ = d₃ + 3f = 48 + 31,2 = 51,6 мм, принимаем d₅ = 53 мм;

Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии:

для быстроходного вала: 7206A;

для тихоходного: 7208A.

5. Конструирование корпуса редуктора

Определим толщину стенки корпуса

= 1,2 Т^¼ = 1,2•(294)^¼ = 4,97 6 мм, где Т = 294 Н•м — вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем = 6 мм.

Зазор между внутренними стенками корпуса и деталями

а = (L)^1/3 + 3 = 264^1/3 + 3 = 9 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b₀ 4a= 36 мм.

Диаметры приливов для подшипниковых гнезд:

вал 1:

для привертной крышки D_П = D_ф + 6 = 87 + 6 = 93 мм.

вал 2:

для закладной крышки D'_П = 1,25D + 10 = 1,25•80 + 10 = 110 мм, где D — диаметр отверстия под подшипник, D_ф — диаметр фланца крышки подшипника.

Диаметры винтов привертных крышек подшипника: d₁ = 6 мм;

Число винтов: z₁ = 4.

Диаметр винтов крепления крышки к корпусу находим по формуле

d = 1,25(Т)^1/3 = 1,25•(294)^1/3 = 8,31? 10 мм, где Т — момент на тихоходном валу редуктора. Принимаем d = 10 мм.

Размеры конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу (для болтов):

ширина фланца крышки корпуса K = 2,35d = 23,5 мм, расстояние от торца фланца до центра болта С = 1,1d = 11,0 мм.

диаметр канавки под шайбочку D 2d = 20 мм.

высота прилива в корпусе h = 2,5d = 25 мм.

Для винтов: K₁ = 2,1d = 21,0 мм, С₁ = 1,05d = 10,5 мм.

Высоту прилива в крышке под стягивающий болт (винт) определяем графически, исходя из условия размещения головки болта (винта) на плоской опорной поверхности вне кольцевого прилива под подшипник большего диаметра. Диаметр штифта d_шт = 0,75d = 8 мм.

Диаметр винта крепления редуктора к раме d_ф = 1,25d = 14 мм, количество винтов z = 4. Высота ниши h₀= 2,5(d_ф +) = 50 мм, длина опорной поверхности в месте крепления редуктора к раме l = 2,4d_ф + = 40 мм, высота прилива под винт h = 1,5d_ф = 21 мм, расстояние от боковой поверхности корпуса до центра винта с = 1,1d_ф = 15 мм.

Размеры проушины в виде ребра с отверстием: толщина ребра s = 2,5 = 15 мм, диаметр отверстия d = 3 = 18 мм, радиус проушины R = d. Размеры проушины, выполненной в виде сквозного отверстия в крышке: сечение (b b) отверстия b = 3 = 18 мм, радиус дуги из вершины крышки для определения границы отверстия а = 1,7 = 10 мм.

6. Проверочный расчет шпонок

6.1 Быстроходный вал

Шпонка под полумуфту призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23 360–78: сечение 87, длина 32 мм, диаметр вала d = 25 мм.

Определяем напряжение смятия

где T — передаваемый момент, Н•м;

d — диаметр вала, мм;

l_p — рабочая длина шпонки, мм;

h — высота шпонки, мм;

t₁ — глубина паза, мм.

_см = 2•10³•19/(25•24•(7 — 4)) = 21 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого []_см = 100 МПа.

6.2 Тихоходный вал

Шпонка под червячное колесо призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23 360–78: сечение 149, длина 56 мм, диаметр вала d = 48 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2•10³•294/(48•42•(9 — 5,5)) = 83 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого []_см = 100 МПа.

Шпонка под звездочку призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23 360–78: сечение 108, длина 40 мм, диаметр вала d = 35 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2•10³•294/(35•30•(8 — 5)) = 97 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого []_см = 100 МПа.

7. Проверочный расчет быстроходного вала

Силы, действующие на вал: F_tС = 588 Н; F_rС = 1070 Н; F_aС = 2940 Н; F_м = 50•Т^½ = 50•19^½ = 218 Н — консольная сила муфты.

Неизвестные реакции в подшипниках найдем, решая уравнения моментов относительно опор:

М_В(x) = 0;

М_В(x) = F_aC•d_C/2 — F_rC•l_BC + R_Dy•(l_BC + l_CD) = 0;

R_Dy = (- F_aC•d_C/2 + F_rC•l_BC)/(l_BC + l_CD) = (- 2940•0,050/2 + 1070•0,133)/(0,133 + 0,133) = 259 Н.

М_В(y) = 0;

М_В(y) = - F_м•l_AB — F_tC•l_BC + R_Dx•(l_BC + l_CD) = 0;

R_Dx = (F_м•l_AB + F_tC•l_BC)/(l_BC + l_CD) = (218•0,072 + 588•0,133)/(0,133 + 0,133) = 353 Н.

М_D (x) = 0;

М_D (x) = - R_Вy•(l_BC + l_CD) + F_aC•d_C/2 + F_rС•l_CD = 0;

R_Вy = (F_aC•d_C/2 + F_rС•l_CD)/(l_BC + l_CD) = (2940•0,050/2 + 1070•0,133)/(0,133 + 0,133) = 811 Н.

М_D (y) = 0;

М_D (y) = - F_м•(l_АВ + l_BC + l_CD) — R_Вx•(l_BC + l_CD) + F_tC•l_CD = 0;

R_Вx = (- F_м•(l_АВ + l_BC + l_CD) + F_tC•l_CD)/(l_BC + l_CD) = (- 218•(0,072 + 0,133 + 0,133) + 588•0,133)/(0,133 + 0,133) = 17 Н.

Построение эпюр:

Участок АВ: 0? z? 0,072;

M_x(z) = 0; M_x(0) = 0 Н•м; M_x(0,072) = 0 Н•м.

M_y(z) = F_оп•z; M_y(0) = 0 Н•м; M_y(0,072) = 218•0,072 = -16 Н•м.

T = -19 Н•м на всем участке.

M(0) = (М²_х + М²_у)^½.

M(0) = 0 Н•м; M(0,072) = (0² + -16²)^½ = 16 Н•м.

Участок ВС: 0? z? 0,133;

M_x(z) = - R_Вy•z; M_x(0) = 0 Н•м; M_x(0,133) = - 811•0,133 = -108 Н•м.

M_y(z) = F_оп•(l_AB + z) — R_Вх•z;

M_y(0) = 218•0,072 = -16 Н•м;

M_y(0,133) = 218•(0,072 + 0,133) — 17•0,133 = -47 Н•м.

T = -19 Н•м на всем участке.

M(0) = (0² + -16²)^½ = 16 Н•м; M(0,133) = (-108² + -47²)^½ = 118 Н•м.

Участок CD: 0? z? 0,133;

M_x(z) = - R_Вy•(l_BC + z) + F_aC•d_C/2 + F_rС•z;

M_x(0) = - 811•0,133 + 2940•0,050/2 = -34 Н•м;

M_x(0,133) = - 811•(0,133 + 0,133) + 2940•0,050/2 + 1070•0,133 = 0 Н•м.

M_y(z) = F_оп•(l_AB + l_BC + z) — R_Bх•(l_BC + z) + F_tC•z;

M_y(0) = 218•(0,072 + 0,133) — 17•0,133 = -47 Н•м;

M_y(0,133) = 218•(0,072 + 0,133 + 0,133) — 17•(0,133 + 0,133) + 588•0,133 = 0 Н•м.

T = 0 Н•м на всем участке.

M(0) = (-34² + -47²)^½ = 58 Н•м; M(0,133) = 0 Н•м.

Проверим сечение В на запас прочности. Концентратор напряжений — переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где S — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где _-1 — предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа;

k — эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

— масштабный фактор для нормальных напряжений;

— коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

_a — амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба _и в рассматриваемом сечении;

— коэффициент, зависящий от марки стали;

_m — среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

_a = _и = 10³М/W,

где М — суммарный изгибающий момент в сечении, Н•м;

W — момент сопротивления сечения при изгибе, мм³.

W = d³/32 = 3,14•30³/32 = 2649 мм³,

_a = _и = 10³•16/2649 = 5,92 МПа,

_m = 4F_a /(d²) = 4•2940/(3,14•30²) = 4161 МПа.

S = 410/(1,9•5,92/(0,73•0,94) + 0,27•4161) = 2,36.

где _-1 — предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа;

k — эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

— масштабный фактор для касательных напряжений;

_a — амплитуда цикла касательных напряжений;

— коэффициент, зависящий от марки стали;

_m — среднее напряжение цикла касательных напряжений.

_a = _m = 0,5•10³T/W_к,

где Т — крутящий момент в сечении, Н•м;

W_к — момент сопротивления сечения при кручении, мм³.

W_к = d³/16 = 3,14•30³/16 = 5299 мм³,

_a = _m = 0,5•10³•19/5299 = 1,79 МПа.

S = 240/(1,74•1,79/(0,73•0,94) + 0,1•1,79) = 50,79.

S = 2,36•50,79/(2,36² + 50,79²)^½ = 2,36.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 — 2,5.

Проверим сечение С на запас прочности. Концентратор напряжений — переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где S — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где _-1 — предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа; k — эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; - масштабный фактор для нормальных напряжений; - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; _a — амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба _и в рассматриваемом сечении; - коэффициент, зависящий от марки стали; _m — среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

_a = _и = 10³М/W,

где М — суммарный изгибающий момент в сечении, Н•м;

W — момент сопротивления сечения при изгибе, мм³.

W = d³/32 = 3,14•36³/32 = 4578 мм³,

_a = _и = 10³•118/4578 = 25,77 МПа,

_m = 4F_a /(d²) = 4•2940/(3,14•36²) = 2890 МПа.

S = 410/(1,9•25,77/(0,73•0,94) + 0,27•2890) = 2,47.

где _-1 — предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа; k — эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; - масштабный фактор для касательных напряжений; _a — амплитуда цикла касательных напряжений; - коэффициент, зависящий от марки стали; _m — среднее напряжение цикла касательных напряжений.

_a = _m = 0,5•10³T/W_к,

где Т — крутящий момент в сечении, Н•м;

W_к — момент сопротивления сечения при кручении, мм³.

W_к = d³/16 = 3,14•36³/16 = 9156 мм³,

_a = _m = 0,5•10³•19/9156 = 1,04 МПа.

S = 240/(1,74•1,04/(0,73•0,94) + 0,1•1,04) = 87,76.

S = 2,47•87,76/(2,47² + 87,76²)^½ = 2,47.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 — 2,5.

8. Подбор подшипников качения быстроходного вала

Силы, действующие на подшипники:

F_rBmax = (R²_Вx + R²_Вy)^½ = (17² + 811²)^½ = 811 Н,

F_rDmax = (R²_Dx + R²_Dy)^½ = (353² + 259²)^½ = 438 Н,

F_amax = 2940 Н.

Для типового режима нагружения 1 коэффициент эквивалентности K_E = 0,8. Тогда эквивалентные нагрузки равны:

F_rВ = K_EF_rВmax = 0,8•811 = 649 Н,

F_rD = K_EF_rDmax = 0,8•438 = 350 Н,

F_aВ = K_EF_amax = 0,8•2940 = 2352 Н.

Для принятых подшипников находим: C_r = 38 кH, C_0r = 25,5 кН, X = 0,4, Y = 1,6, e = 0,37.

Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы роликовых подшипников:

F_aBmin = 0,83eF_rB = 0,83•0,37•649 = 649 H,

F_aDmin = 0,83eF_rD = 0,83•0,37•350 = 108 H.

Определим осевые нагрузки, действующие на подшипники:

F_aB = F_aDmin + F_a = 108 + 2352 = 2460 H,

F_aD = F_aDmin = 108 H.

Отношение F_aВ/(VF_rВ) = 2460/(1•649) = 3,79, что больше e. Окончательно принимаем X = 0,4, Y = 1,6.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (для опоры В):

P_rВ = (VXF_rВ + YF_aВ)K_бK_Т,

где K_б — коэффициент безопасности;

K_Т — температурный коэффициент.

P_rВ = (1•0,4•649 + 1,6•2460) •0,8•1 = 3356 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁ = 1, a₂₃ = 0,7 (обычные условия применения), k = 3,33 (роликовый подшипник):

L_10ah = a₁a₂₃(C_r /P_rВ)^k 10⁶/(60n) = 1•0,7•(38 000/3356)^3,33•10⁶/(60•1435) = 26 292 ч,

L_10ah > L_h.

Расчетная динамическая грузоподъемность (для опоры B):

С_rр = P_rВ(573L_h/10⁶)^1/3 = 3356(573 150,2020000/10⁶)^1/3,33 = 31 444 Н,

C_rp < C_r.

Подшипник пригоден.

9. Подбор и проверочный расчет муфты

Для соединения быстроходного вала с валом электродвигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Определяем расчетный момент:

М_расч = K•Т_Б = 1,3•19,1 = 24,83 Н•м, где K — коэффициент режима работы и характера нагрузки,

Т_Б — вращающий момент на быстроходном валу, Н•м.

По ГОСТ 21 424–75 выбираем муфту с ближайшим большим передаваемым моментом. Размеры муфты: диаметр расположения пальцев D₁ = 90 мм, длина муфты L = 105 мм, диаметр пальца d_п = 14 мм, длина пальца l_п = 64 мм, количество пальцев z = 4, длина резиновой втулки l_р.в. = 28 мм.

Проверим пальцы муфты на изгиб:

= 90 Н/мм²,

_и = 24,83•64•10³/(0,1•14³•90•4) = 16,09 Н/мм²,

.

Проверим резиновые втулки на смятие:

= 2 Н/мм²,

_см = 2•24,83•10³/(90•4•14•28) = 0,35 Н/мм²,

.

Условия выполнены, прочность муфты обеспечена.

10. Выбор смазочных материалов

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10−20 мм.

Принимаем масло индустриальное для гидравлических систем без присадок И — Г — А — 46 ГОСТ 17 479.4 — 87.

Определим количество масла:

V = (0,4…0,8)•Р_вых = (0,4…0,8)•2,2 = 0,88…1,76 л.

Примем V = 0,9 л.

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол — 24 по ГОСТ 21 150– — 75. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

11. Список использованной литературы

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. — М.: Высш. Шк., 1991. — 432 с.: ил.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. 5-е изд. М.: Высш. шк. 1998 — 447 с.

3. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. В трех томах. Москва: Машиностроение, 2001 — 920 с.

4. Куклин Н. Г., Куклина Г. С., Житков В. К. Детали машин: Учебник для техникумов — М.:Илекса, 1999. 392 с.:ил.

5. Устюгов И. И. Детали машин: Учеб. Пособие для учащихся техникумов.-М.:Высш. школа, 1981. 399 с., ил.