Расчёт и конструирование привода
Редуктор одноступенчатый. Передача коническая с круговым зубом. Валы установлены в подшипниках качения. Входной и выходной валы снабжены резиновыми манжетными уплотнениями установленными в крышках. Для упрощения сборки корпус редуктора выполнен разъемным. По табл.10.8 (стр. 253) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ун=389 МПа и средней скорости х=3,7 м/с вязкость масла должна… Читать ещё >
Расчёт и конструирование привода (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Белорусский национальный технический университет КАФЕДРА: «ДЕТАЛИ МАШИН, ПТМ И М» .
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО ДИСЦИПЛИНЕ: «ДЕТАЛИ МАШИН» .
Тема «Расчёт и конструирование привода» .
БНТУ ПЗ Исполнитель Студент 2 курса ЭФ Группа 106 332 Юревич Д.В.
РУКОВОДИТЕЛЬ: Зарецкий В.П.
Минск 2004.
- 1. Описание привода
- 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- 3. Крутящие моменты на валах привода
- 4. Расчет передач
- 4.1 Расчет зубчатой конической передачи с круговым зубом
- 4.2 Расчет цепной передачи
- 5. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
- 6. Выбор муфт
- 7. Выбор смазки передач и подшипников
- 8. Расчет элементов корпуса
- 9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
- 9.1 Расчет шпонки под муфту на входном валу
- 9.2 Расчет шпонки под звездочку цепной передачи на выходном валу
- 9.3 Расчет шпонки под колесо на выходном валу
- 10. Уточненный расчет валов
- 10.1 Силы в зацеплении
- 10.3 Расчет быстроходного вала
- 11. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности
- 11.1 Расчет подшипников быстроходного вала
- 11.2 Расчет подшипников тихоходного вала
- 12. Выбор посадок деталей, шероховатости поверхностей, предельных отклонений формы и расположение поверхностей
- 13. Порядок сборки редуктора
- Литература
- Приложение
1. Описание привода
Привод является неотъемлемой частью любой машины. Приводное устройство разработанное по предложенной схеме, состоит из электродвигателя, вращение от которого через редуктор и цепную передачу передается на вал рабочей машины. Большинство машин имеет небольшую частоту вращения, поэтому требуется понизить передачу вращающегося момента на нужное расстояние. Редуктор соединен с электродвигателем через компенсирующую муфту, которая уменьшает вредное воздействие неточности монтажа.
Редуктор одноступенчатый. Передача коническая с круговым зубом. Валы установлены в подшипниках качения. Входной и выходной валы снабжены резиновыми манжетными уплотнениями установленными в крышках. Для упрощения сборки корпус редуктора выполнен разъемным.
Общий коэффициент полезного действия привода.
.
где? КПД муфты (табл.2.2, стр. 40 [10]);
По табл.5.4, стр. 74 [6]:
? КПД конической зубчатой передачи;
? КПД цепной передачи;
? КПД пары подшипников качения.
.
Мощность на валу рабочей машины кВт.
Частота вращения вала рабочей машины мин-1.
Требуемая мощность электродвигателя.
кВт.
Назначаем предварительно передаточные числа передач привода (табл.5.5 и 5.6, стр. 74 [6]).
.
где? передаточное число цепной передачи,.
? передаточное число зубчатой конической передачи.
.
Требуемая частота вращения электродвигателя мин-1.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Выбираем электродвигатель по табл.5.1, стр. 70 [6] так чтобы, nc ближайшее к nтр.
Электродвигатель 4А100S4У3 ГОСТ 19 523– — 81:
кВт? мощность электродвигателя;
мин-1? синхронная частота вращения;
? скольжение.
Частота вращения ротора электродвигателя под нагрузкой мин-1.
Фактическое общее передаточное число привода.
.
Принимаем передаточное число зубчатой конической передачи.
Принимаем передаточное число цепной передачи.
.
3. Крутящие моменты на валах привода
Мощности на валах:
? на валу электродвигателя кВт.
? на входном валу редуктора (вал 1).
кВт.
? на выходном валу редуктора (вал 2).
? на валу рабочей машины (вал 3).
кВт.
Частота вращения валов:
вал 1мин-1 (быстроходный вал редуктора);
вал 2мин-1;
вал 3мин-1.
Крутящие моменты на валах:
вал 1Н•м;
вал 2Н•м;
вал 3Н•м;
4. Расчет передач
4.1 Расчет зубчатой конической передачи с круговым зубом
4.1.1 Выбор материала По табл.9.6, стр. 173 [6] принимаем:
? шестерня: сталь 30ХГС, термообработка — улучшение, твердость 280НВ;
? колесо: сталь 45, термообработка — улучшение, твердость 263НВ.
4.1.2 Суммарное число циклов переменных напряжений за весь срок службы Число циклов для шестерни Число циклов для колеса.
.
4.1.3 Определение допускаемых напряжений.
(формула 9.10, стр. 151 [6]).
Пределы контактной выносливости для шестерни и колеса (табл.9.8, стр. 174 [6]).
; ;
SH=1,1 — коэффициент безопасности, определяется обработкой поверхностей (стр. 151 [6]).
Базовое число циклов для шестерни и зубчатого колеса (рис. 9.11, стр. 150 [6]).
циклов; циклов.
Коэффициент долговечности KHL, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, для шестерни и зубчатого колеса при и.
;
.
Допускаемое контактное напряжение для шестерни и зубчатого колеса МПа;
МПа.
Для передачи с непрямыми зубьями принимаем условие допускаемого напряжения МПа.
4.1.4 Определение допускаемых напряжений при изгибе (формула 9.14, стр. 152 [6]).
.
где SF=1,9 — коэффициент безопасности;
KFC — коэффициент, учитывающий влияние срока службы м режима нагружения, при твердости зубьев ?350 НВ (стр. 194 [7]).
.
где NFG=4•106 ?, базовое число циклов переменных напряжений для любых сталей (стр. 194 [7]).
Эквивалентное число циклов перемены напряжений для шестерни и зубчатого колеса.
; .
Для длительно работающих передач при NFE1>NFG, NFE2>NFG принимаем КFL=1 (стр. 194 [7]).
Допускаемое напряжение при изгибе для шестерни и зубчатого колеса МПа, МПа.
4.1.5 Определение геометрических параметров зубчатой конической передачи с круговым зубом Внешний делительный диаметр конического колеса (формула 9.40, стр. 162 [6]).
.
где Кd=86 — числовой коэффициент;
Т2=48,42•103 Н•мм — крутящий момент на зубчатом колесе рассчитываемой передачи;
U=2,8 — передаточное число;
[уН] =383 МПа — допускаемое контактное напряжение;
шRE=0,285 — коэффициент длины зуба (стр. 163 [6]);
КНв=1,25 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (табл.9.17, стр. 180 [6]).
Требуемый внешний делительный диаметр конического колеса мм.
Принимаем по табл.9.5, стр. 172 [6] при U=2,8 и dе2=160 мм ширину зубчатого венца конического колеса b=24 мм.
Задаемся числом зубьев шестерни (стр. 148 [6]).
z1=18.
z2= z1•U=18•2,8=50,4.
Принимаем z2=50.
Уточняем передаточное число.
.
Геометрические параметры зубчатых колес определяем по табл.9.15, стр. 179 [6]:
? внешний делительный диаметр мм.
мм.
? внешний торцовый модуль.
; ;
? внешнее конусное расстояние мм.
? ширина зубчатого колеса.
;; ;
? среднее конусное расстояние мм;
? задаемся предварительно углом наклона зубьев;
? средний нормальный модуль.
;
? угол делительного конуса.
;
? внешняя высота зуба мм;
? внешняя высота головки зуба.
.
.
где х1 — коэффициент радиального смещения.
;
Тогдамм;
мм;
внешняя высота ножки зуба мм;
мм;
угол ножки зуба внешний диаметр вершин зубьев мм;
мм;
средний делительный диаметр шестерни и колеса мм;
мм.
4.1.6 Проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям Окружная скорость зацепления м/с.
По табл.9.9, стр. 175 [6] назначаем степень точности 8-я.
Контактные напряжения (стр. 187 [6]).
.
где zм=275 (Н/мм) ½ — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;
zн — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.
;
— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
где еб — коэффициент торцевого перекрытия;
;
;
Кн=Кнб•Кнв•Кнн,.
где Кнб=1,08 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл.9.12, стр. 178 [6]);
Кнв=1,25;
Кнн=1 — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
;
МПа, ун=389 МПа> [ун] =383 МПа,.
значит прочность обеспечена.
Расхождение.
.
т.е. передача перегружена на 1,6%, что допустимо.
4.1.7 Проверочный расчет зубьев на усталость при изгибе Расчетные напряжения (формула 9.45, стр. 164 [6]).
Расчет выполняется для того зубчатого колеса, у которого меньшее отношение.
.
YF — коэффициент формы зуба. Определяем в зависимости от биэквивалентного числа зубьев колеса (табл.9.10, стр. 175 [6]).
;
;
Расчет выполняем для шестерни:
Yе=1 — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (стр. 164 [6]);
Yв — коэффициент, учитывающий наклон зуба (стр. 164 [6])).
Т=Т2=17,92•103 Н•мм.
— вращающий момент на колесе;
KF=KFб•KFв•KFх
- коэффициент нагрузки;
KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
.
KFв — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (табл.9.13, стр. 176 [6]).
;
KFх=1,3 — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл.9.13, стр. 178 [6]);
;
z=z1=18;
b=b1=24;
mn=1,88 — средний нормальный модуль.
Расчетные напряжения МПа < [уF] 1=284 МПа.
Прочность зубьев на усталость при изгибе обеспечена.
4.2 Расчет цепной передачи
Принимаем роликовую однорядную цепь:
Р1=2,597 кВт — мощность на ведущей звездочке;
n1=512,14 мин-1 — частота вращения ведущей звёздочки;
U=2,61 — передаточное число;
а= (30…50) •рц — межосевое расстояние.
Регулировка натяжения производиться перемещением натяжной звездочки, нагрузка с умеренными толчками, смазка периодическая, работа в одну смену, расположение передачи горизонтальное.
По табл.11.4, стр. 257 [7] в зависимости от передаточного числа принимаем:
число зубьев малой звёздочки.
z1=26;
число зубьев ведомой звездочки.
z2=z1•U=26•2,61=68.
Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (стр. 260 [7]).
.
где — коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки;
— коэффициент, учитывающий межосевое расстояние;
— коэффициент, учитывающий наклон передачи;
— коэффициент, учитывающий регулировку передачи;
— коэффициент, учитывающий характер смазки;
— коэффициент, учитывающий режим работы передачи;
при односменной передаче .
.
Среднее значение допускаемого давления в шарнирах [q0] при n1=512,14 мин-1 (табл.11.7, стр. 260 [7]).
МПа.
Ориентировочное значение шага цепи по уравнению (11.7), стр. 258 [7] mp=1.
мм.
Для определения оптимального значения шага задаемся тремя смежными шагами цепи ПР ГОСТ 13 568–75 (табл.11.3, стр. 256 [7]) и расчеты сводим в таблицу 4.2.1.
Таблица 4.2.1.
Определяемые величины и расчетные уравнения. | Шаг цепи Рц, мм. | Примечание. | |||
12,7. | 15,875. | 19,05. | |||
Разрушающая нагрузка Q, H. Ширина внутреннего звена Ввн, мм Диаметр оси d, мм Масса одного погонного метра, кг/м Проекция опорной поверхности шарнира А, мм2 Рекомендуемое межосевое расстояние а=40рц, мм Средняя скорость цепи. . Длина цепи, выраженная в шагах Допустимая частота вращения меньшей звездочки (табл.11.3, стр. 256 [7]), мин-1 Число ударов цепи в секунду. с-1 Допустимое значение (табл.11.3, стр. 256 [7]), с-1 Полезное рабочее усилие. Н Уточняем коэффициент Ка, для чего определяем межосевое расстояние, выраженное в шагах Уточнённое значение Ка Уточнённое значение Кэ Давление в шарнирах цепи, МПа Допустимое значение [q0] (табл.4.6, стр. 76, ч.1 [5]), МПа Натяжение цепи от центробежных сил, Н. | 7,75. 4,45. 0,71. 39,6. 2,8. 128,1. 3,5. 927,5. 40Рц. 1,0. 1,98. 36,7. 26,75. | 9,65. 5,08. 0,96. 51,5. 3,5. 128,1. 3,5. 40Рц 1,0. 1,98. 21,8. 26,75. 11,8. | 12,7. 5,96. 1,52. 4,2. 128,1. 3,5. 40Рц 1,0. 1,98. 11,8. 24,1. 26,8. | ||
Натяжение от провисания цепи при Кf=6 (стр. 262 [7]). Н Расчётный коэффициент безопасности Допустимое значение [S] (табл.11.11, стр. 263 [7]). Нагрузка на валы при Кв=1,15 (табл.11.10, стр. 263 [7]). Н. | 35,9. 24,5. 9,0. 853,3. | 68,2. 29,9. 9,9. 710,7. | |||
Принимаем однорядную цепь с шагом Рц=15,875, т.к. передача будет иметь меньшие габариты. Цепь ПР-15,875−2300 ГОСТ 13 568–75 (табл.4.1, стр. 73, ч.1 [5]) имеет следующие характеристики:
Рц=15,875 мм. — шаг цепи;
D=10,16 мм. — диаметр ролика;
bBH=9,65 мм. — ширина внутреннего звена;
b=14,73 мм. — ширина цепи;
h=14,8 мм. — высота цепи;
А=51,5 мм2 — проекция опорной поверхности шарнира.
Геометрический расчет звездочек (табл.8.9, стр. 135 [6]) сводим в табл.4.2.2.
Таблица 4.2.2.
Параметры. | Обозначение. | Звёздочки для роликовых цепей. | ||
Ведущая. | Ведомая. | |||
Число зубьев малой звездочки Число зубьев большой звездочки Угол поворота звеньев цепи на звездочке Диаметр окружности: делительный. выступов. впадин. Диаметр ролика цепи (табл.8.1, стр. 131 [6]). Диаметр обода Коэффициент высоты зуба Геометрическая характеристика зацепления. Профильный угол зубьев (угол заострения зуба) Половина угла впадины Угол сопряжения Радиус: впадины зуба сопряжения головки зуба Длина прямого участка профиля Радиус закругления зуба. | z1 z2 ц. dд De Di D. Dc K. л. 2 г б. в. r. r1 r2 fg r3 | 13,85°. 131,7. 139,2. 120,5. 10,16. 0,532. 1,56. 14,54°. 52,69°. 15,85. 5,6. 13,73. 6,73. 0,94. 17,3. | 5,29°. 351,8. 332,8. 10,16. 325,6. 0,532. 1,56. 16,06°. 54,1°. 17,2. 5,6. 13,73. 6,59. 1,08. 17,3. | |
Координаты центра радиуса Ширина зуба Толщина диска. | hr b3 д. | 8,1. 8,8. 12,0. | 8,1. 8,8. 12,0. | |
5. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
Производим ориентировочный расчет валов на кручение без учета изгиба и влияния концентраторов напряжений, принимая рекомендованные пониженные величины допускаемых напряжений [ф] =20…35 МПа (стр. 293 [6]).
Определяем диаметр выходного конца ведущего вала редуктора (быстроходного).
мм.,.
где Т1=17,92 Н•м.
С учетом посадочного диаметра муфты принимаем dбв=25 мм. (табл.13.15, стр. 312 [10]).
Под манжету принимаем dбм=26 мм. и выбираем манжету (табл.24.29, стр. 402 [3]): Манжета 1.1−26Ч45 ГОСТ 8752–79.
Для участка цепи с резьбой принимаем М30Ч1,5 и выбираем гайку круглую шлицевую (табл.24.24, стр. 397 [3]): Гайка М30Ч1,5 ГОСТ 11 871–80 и стопорную многолапчатую шайбу (табл.24.25, стр. 398 [3]): Шайба 30 ГОСТ 11 872–80.
Посадочные диаметры под подшипники принимаем dбп=35 мм. В качестве подшипников намечаем радиальные с коническим роликом особо легкой серии диаметра: Подшипник 2 007 107 ГОСТ 333–79 (П. 7, стр. 401, [9]): d=35 мм, Т 18 мм, В=17 мм, с=15 мм, б=13°, Сr=32 кН, Со=23 кН.
Определяем диаметр выходного конца ведомого вала редуктора (тихоходного).
мм,.
где Т2=48,42 Н•м.
С учетом посадочного диаметра звёздочки принимаем dтв=22 мм (табл.13.15, стр. 312 [10]).
Под манжету принимаем dтм=28 мм и выбираем манжету (табл.24.29, стр. 402 [3]): Манжета 1.2−28Ч45 ГОСТ 8752–79.
Посадочные диаметры под подшипники принимаем dтп=30 мм. В качестве подшипников намечаем радиальные с коническим роликом особо легкой серии диаметра: Подшипник 2 007 106 ГОСТ 333–79 (П. 7, стр. 401, [9]): d=30 мм, D=55 мм, Т=17 мм, В=16 мм, с=14 мм, б=13°, Сr=27 кН, Со=19,9 кН.
Принимаем крышки:
Проходная ГОСТ 18 512–73 (табл. К16, стр. 393 [10]);
Глухая ГОСТ 18 511–73 (табл. К15, стр. 393 [10]).
6. Выбор муфт
В соответствии с заданием на ведущем валу устанавливается упругая муфта. По табл.6.13, стр. 208, т.2 [5] в соответствии с передаваемым моментом Т1=17,92 Н•м выбираем муфту с допускаемым крутящим моментом [T] =125 Н•м, посадочным диаметром на вал двигателя d1=28 мм и длиной полумуфты l1=60 мм, посадочным диаметром на вал редуктора d2=25 мм и длиной полумуфты l2=42 мм; общей длиной муфты L=107 мм и наружным диаметром D=125 мм.
Обозначение муфты: Муфта упругая втулочно-пальцевая МУВП 125−28-I.1−25-II.2-У3 ГОСТ 21 424–75,где [T] =125 Н•м,.
d1=28 мм;
d2=25 мм;
тип муфты I — под цилиндрические концы валов;
исполнение муфты I — на длинные концы валов;
тип муфты II — под цилиндрические концы валов;
исполнение муфты II — на длинные концы валов;
климатическое исполнение — У3.
Муфта принята по стандарту, с запасом по крутящему моменту, расчет ее не требуется, т.к. работоспособность ее обеспечена.
Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, определяется по соотношению.
.
где Дr=0,3 — радиальное смещение, мм (табл.6.13, стр. 208, т.2 [5]);
Сr=2940 — радиальная жесткость муфты, Н/мм (табл.10.27, стр. 237 [10]).
Н.
7. Выбор смазки передач и подшипников
Смазывание зубчатого зацепления производиться окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. Необходимый объем масла — 0,9 л.
По табл.10.8 (стр. 253 [9]) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ун=389 МПа и средней скорости х=3,7 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28•10-6 м2/с. По табл.10.29, стр. 241 [10] принимаем масло индустриальное И — Г — А — 46 ГОСТ 17 479.4−87.
Подшипники смазываем пластичным смазывающим материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл.9.14 (стр. 203 [9]) — солидол марки УС — 2.
8. Расчет элементов корпуса
Корпус выполняется из чугунного литья. Основные размеры оснований корпуса и крышки корпуса определяем на основании эмпирических зависимостей (табл.10.2, стр. 241 [9]).
Толщина стенок корпуса и крышки д=0,05•Re+1=0,05•85+1=5,25 мм, принимаем д=8 мм, д1=0,04•Re+1=0,04•85+1=4,4 мм, принимаем д1=8 мм.
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки=.
b=1,5•д=1,5•8=12 мм;
b1=1,5•д1=1,5•8=12 мм;
нижнего пояса корпуса р=2,35•д=2,35•8=18,8 мм, принимаем р=20 мм.
Толщина рёбер основания корпуса мм.
Толщина рёбер крышки мм.
Диаметры болтов: фундаментальных.
d1=0,072•Re+12=0,072•85+12=18,12 мм, принимаем фундаментальные болты с резьбой М20;
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника.
d2= (0,7ч0,75) d1= (0,7ч0,75) •20=14ч15 мм, принимаем болты с резьбой М16;
болтов, соединяющих крышку с корпусом,.
d3= (0,5ч0,6) d1= (0,5ч0,6) •20=10ч12 мм, принимаем болты с резьбой М12.
9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными торцами. Размеры сечений призматических шпонок и пазов по ГОСТ 23 360–78 (табл.4.1, стр. 58 [6]).
Материал шпонок — Сталь 45.
Расчет производим из условия прочности на смятие боковых граней шпонки, выступающих из вала (стр. 48 [6]).
.
где Т — крутящий момент на валу, Н•м;
d — диаметр вала, мм;
lр — l — b — рабочая длина шпонки, мм;
l — полная длина шпонки, мм;
b — ширина шпонки, мм;
t1 — глубина паза вала, мм;
h — высота шпонки, мм;
[усм] =250 МПа — допускаемое напряжение при смятии (стр. 48 [6]), т.к. твердость вала и ступицы больше твердости шпонки.
9.1 Расчет шпонки под муфту на входном валу
Т=17,92 Н•м; d=22,9 мм.
При dср=22,9 мм принимаем шпонку с размерами (табл.24.31, стр. 404 [3]): b=5 мм; h=5мм; t1=3 мм.
Из ряда стандартных длин (табл.4.1, стр. 58 [6]) с учетом длины ступицы муфты принимаем l=22 мм.
Рабочая длина шпонки lp=l — b=22 — 5=17 мм.
Обозначение: Шпонки 5Ч5Ч22 ГОСТ 23 360–78.
МПа < [усм].
Условие усм < [усм] выполнено.
9.2 Расчет шпонки под звездочку цепной передачи на выходном валу
Т=48,42 Н•м; d=22 мм.
При d=22 мм принимаем шпонку с размерами (табл.4.1, стр. 58 [6]): b=6 мм; h=6 мм; t1=3,5 мм.
Из ряда стандартных длин (табл.4.1, стр. 58 [6]) с учетом длины ступицы звездочки принимаем l=18 мм.
Рабочая длина шпонки lp=l — b=18 — 6=12 мм.
Обозначение: Шпонка 6Ч6Ч18 ГОСТ 23 360–78.
МПа < [усм].
Условие усм < [усм] выполнено.
9.3 Расчет шпонки под колесо на выходном валу
Т=48,42 Н•м; d=34 мм.
При d=34 мм принимаем шпонку с размерами (табл.4.1, стр. 58 [6]): b=10 мм; h=8 мм; t1=5 мм.
Из ряда стандартных длин (табл.4.1, стр. 58 [6]) с учетом длины ступицы колеса принимаем l=28 мм.
Рабочая длина шпонки lp=l — b=28 — 10=18 мм.
Обозначение: Шпонка 10Ч8Ч228 ГОСТ 23 360–78.
МПа < [усм].
Условие усм < [усм] выполнено.
10. Уточненный расчет валов
10.1 Силы в зацеплении
Быстроходный вал редуктора:
Т1=17,92 Н•м — крутящий момент на валу;
d1=49,5 мм — средний делительный диаметр шестерни;
вn=35° - средний угол наклона зубьев;
д1=19°48? — угол делительного конуса.
Силы, действующие на шестерню:
Окружная Н.
Радиальная Н;
Осевая Н.
сила, действующая на вал от муфты Fm=882 Н.
Тихоходный вал редуктора:
Т2=42,48 Н•мм — крутящий момент на валу;
d2=137,4 мм — средний делительный диаметр колеса.
Силы, действующие на колесо:
окружнаяН;
радиальнаяН;
осеваяН;
нагрузка на вал передачиН.
10.2 Расчет быстроходного вала.
10.2.1 Реакции в опорах, эпюры изгибающих и крутящих моментов Плоскость XOZ: ;
;
Н
;
;
Н.
Проверка:
;
;
; 0=0.
Изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой А:
Н•мм = - 64,4 Н•м;
под опорой В:
Н•мм = - 10,3 Н•м;
под шестерней: ;
Н•мм = - 10,3 Н•мм;
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.
Плоскость YOZ: ;
;
Н;
;
;
Н.
Проверка: ;
;
; 0=0.
Изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой А: ;
под опорой В: Н•мм = - 23,2 Н•мм;
под шестерней:; .
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ.
Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой А:
Н•м;
под опорой В:
Н•м;
под шестерней: ;
Н•м.
Строим эпюру суммарного изгибающего момента.
Максимальный изгибающий момент под опорой А: Н•м.
Строим эпюру крутящего момента: Н•м.
Суммарные реакции в опорах:
Н•м;
Н•м.
10.2.2 Уточненный расчет быстроходного вала Материал вала — сталь Ст 50 (термообработка улучшение ув=790 МПа (табл.9.6, стр. 173 [6])).
Определяем коэффициент запаса прочности для опасного сечения, которое проходит по посадке колеса на вал: Мк = 67,7 Н•м, Т = 48,42 Н•м, концентратор напряжений, посадка подшипника на вал d = 35 мм.
.
где [S] =1,3…1,5 — требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;
[S] =2,5…4 — требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
;
Предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба (стр. 295 [6]).
.
Амплитуда цикла нормальных напряжений.
.
где М=МА=64,4 Н•м.
Момент сопротивления сечения вала при изгибе (табл.14.2, стр. 299 [6]).
мм3.
МПа.
ум=0 — стр. 295 [6].
Ку=2,76 — эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (табл.14.2, стр. 299 [6]);
Еу=0,865 — коэффициент, учитывающий снижение механических свойств материала с ростом размера заготовки (табл.14.3, стр. 300 [6]);
шу=0,20 — коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость (табл.14.4, стр. 300 [6]).
.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
.
Предел выносливости материала вала при кручении (стр. 295 [6]).
.
Амплитуда цикла нормальных напряжений.
.
где Т=17,92 Н•м.
Момент сопротивления сечения вала при кручении (табл.14.2, стр. 299 [6]).
мм3., МПа.
кф=2,01 — эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении (табл.14.2, стр. 299 [6]);
еф=0,865 — коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость (табл.14.4, стр. 300 [6]).
.
Коэффициент запаса прочности.
=2,5…4.
10.3 Расчет быстроходного вала
10.3.1 Реакции в опорах, эпюры изгибающих и крутящих моментов Плоскость XOZ: ;
;
H.
Проверка: ;
;
; 0=0.
Изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой С: ;
под опорой D:
Н•мм =? 63,1 Н•м;
под колесом:
Н•мм =? 63,8 Н•мм;
Н•мм =? 54,9 Н•м.
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.
Плоскость YOZ: ;
;
Н;
; ;
Н;
Проверка: ;
;
; .
Изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой С: ;
под опорой D: ;
под колесом:
Н•ммН•м;
Н•ммН•м;
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ.
Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой C: ;
под опорой D:
Н•м;
под колесом: Н•м;
Н•м;
Строим эпюру суммарного изгибающего момента.
Максимальный изгибающий момент под колесом: Н•м.
Строим эпюру крутящего момента: Н•м.
Суммарные реакции в опорах:
Н•м;
Н•м;
10.3.2 Уточненный расчет быстроходного вала Материал вала — сталь Ст 50 (термообработка улучшение уВ=790 МПа (табл.9.6, стр. 173 [6])).
У ведомого вала проверим сечение под колесом, у которого МПа;
Т=48,42 Н•м; посадочный диаметр колеса на вал d=34 мм.
Предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба (стр. 295 [6]) МПа.
Момент сопротивления сечения вала при изгибе (табл.14.2, стр. 299 [6]).
.
где b=6 мм — ширина канавки;
t1=5 мм — глубина канавки.
мм2.
Амплитуда цикла нормальных напряжений МПа.
ум=0 (стр. 295 [6]), ку=1,825 (табл.14.2, стр. 299 [6]); еу=0,864 (табл.14.3, стр. 300 [6]); шу=0,20 (табл.14.4, стр. 300 [6]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
.
Предел выносливости материала при кручении (стр. 295 [6]) ф-1=169,9 МПа.
Момент сопротивления сечения вала при кручении (табл.14.2, стр. 299 [6]).
мм3.
Амплитуда цикла нормальных напряжений МПа.
кф=1,62 (табл.14.2, стр. 299 [6]); еф=0,865 (табл.14.3, стр. 300 [6]); шф=0,10 (табл.14.4, стр. 300 [6]).
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
.
Коэффициент запаса прочности.
11. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности
11.1 Расчет подшипников быстроходного вала
Быстроходный вал установлен в конических радиально-упорных подшипниках.
Подшипник 2 007 107 ГОСТ 333– — 79 (П. 7, стр. 401, [9]): d=35 мм, D=62 мм, Т=18 мм, В=17 мм, с=15 мм, б=12°, Сr=32 кН, Со=23 кН.
Вал вращается с частотой n=n1=1434 мин-1, вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (V=1).
Fa21=586 Н — осевая сила в зацеплении;
RA=1584,6 Н — радиальная нагрузка на левый подшипник;
RB=1295,6 Н — радиальная нагрузка на правый подшипник.
Схема нагружения подшипников По табл.5.13, стр. 136, ч.2 [5] определяем .
Осевые составляющие от радиальных нагрузок Н;
Н;
По табл.5.1, стр. 101, ч.2 [5] при SA>SB и Fa21=586 H > SA — SB=584,75 — 448,7= =136,05 H.
Суммарные осевые нагрузки для конических подшипников:
Н;
Н.
Сравниваем отклонение осевой нагрузки на подшипники к их радиальной нагрузке (табл.5.13, стр. 136, ч.2 [5]).
Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников, А и В:
Н;
Н;
где Ку=1 — коэффициент безопасности (табл.5.16, стр. 137, ч.2 [5]);
КТ=1,05 — температурный коэффициент (табл.5.17, стр. 137, ч.2 [5]).
Определяем долговечность более нагруженного подшипника А:
.
Найденная долговечность приемлема.
11.2 Расчет подшипников тихоходного вала
Тихоходный вал установлен в конических радиально-упорных подшипниках.
Подшипник 2 007 106 ГОСТ 333– — 79 (П. 7, стр. 401, [9]): d=30 мм, D=55 мм, Т=17 мм, В=16 мм, с=14 мм, б=13°, Сr=27 кН, Со=19,9 кН.
Вал вращается с частотой n=n2=512,14 мин-1, вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (V=1).
Fa12=131 Н — осевая сила в зацеплении;
RC=617,4 Н — радиальная нагрузка на левый подшипник;
RD=970,8 Н — радиальная нагрузка на правый подшипник.
Схема нагружения подшипников По табл.5.13, стр. 136, ч.2 [5] определяем е=1,5•tgб=1,5•tg13°=0,3463.
Осевые составляющие от радиальных нагрузок.
Н;
Н.
По табл.5.1, стр. 101, ч.2 [5] при SC>SD и Fa12=131 Н > SD?SC=336,8 — 213,8=123 Н.
Суммарные осевые нагрузки для конических подшипников:
Н;
Н.
Сравниваем отклонение осевой нагрузки на подшипники к их радиальной нагрузке (табл.5.13, стр. 136, ч.2 [5]).
Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников C и D:
Н;
Н;
Определяем долговечность более нагруженного подшипника D:
.
Найденная долговечность больше требуемой. Подшипники выбираются из конструктивных соображений.
12. Выбор посадок деталей, шероховатости поверхностей, предельных отклонений формы и расположение поверхностей
Посадки назначаем в соответствии с указаниями в табл.10.13, стр. 263 [9].
Посадка звёздочки цепной передачи, шайбы мазеудерживающей, кольца распорного на вал и крышек по ГОСТ 25 347–82.
Посадка зубчатого колеса на вал .
Посадка полумуфты на вал .
Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонением вала k6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
Шейки валов под манжеты выполняем с отклонением вала h8.
Посадка стаканов под подшипники качения в корпус .
Посадка шпонок на вал .
13. Порядок сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликовые конические подшипники, предварительно нагретые до 80 — 100 °C;
в ведомый вал закладывают шпонку 10Ч8Ч28 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают роликовые подшипники, предварительно нагретые в масле.
Подшипники ведущего вала установлены «врастяжку».
Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, т. е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.
1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя:. В 3-х томах — 5-е издание, переработанное и дополненное — М.: Машиностроение, 1979.
2. Детали машин. Атлас конструкций/ Под ред. Решетова Д. Н. — М.: Машиностроение, 1968.
3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей вузов — 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Высшая школа, 1985.
4. Иванов М. Н. Детали машин: Учебное пособие для студентов втузов/ Под ред. В. А. Финогенова — 6-е изд., перераб. — М.: Высшая школа, 1998.
5. Кузьмин А. В. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие. Часть 1, 2 — Мн.: Вышэйшая школа, 1982.
6. Кузьмин А. В. и др. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/ А. В. Кузьмин, И. М. Чернин, Б. С. Козинцов — 3-е изд., перераб. и доп. — Мн.: Вышэйшая школа, 1986.
7. Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие/ Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. — Мн.: УП «Технопринт», 2001 — 290с.
8. Ничипорчик С. Н. и др. Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие/ Под общей ред. С. Н. Ничипорчика — 2-е изд. — Мн.: Вышэйшая школа, 1981.
9. Скойбеда А. Т. и др. Детали машин и основы конструирования: Учебн./ А. Т. Скойбеда, А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик; Под общей ред.А. Т. Скойбеды — Мн.: Вышэйшая школа, 2000.
10. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1991.
Приложение
Спецификации