Дипломы, курсовые, рефераты, контрольные...
Срочная помощь в учёбе

Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный

КурсоваяПомощь в написанииУзнать стоимостьмоей работы

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники. ФЕДЕРАЛНОЕ АГЕНСТВО ПО КУЛЬТУРЕ И КИНЕМАТОГРАФИИ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ… Читать ещё >

Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный (реферат, курсовая, диплом, контрольная)

ФЕДЕРАЛНОЕ АГЕНСТВО ПО КУЛЬТУРЕ И КИНЕМАТОГРАФИИ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ КИНО И ТЕЛЕВИДЕНИЯ Кафедра механики Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту на тему «Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени»

Санкт-Петербург

2009 г.

Техническое задание на курсовое проектирование

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

4 Расчет быстроходной ступени привода

5 Проектный расчет валов редуктора

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

5.3 Расчет промежуточного вала редуктора

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

6.1 Шпонки быстроходного вала

6.2 Шпонки промежуточного вала

6.1 Шпонки тихоходного вала

7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

8 Выбор и проверочный расчет подшипников

9 Выбор масла, смазочных устройств

Техническое задание на курсовое проектирование

Механизм привода

1- электродвигатель;

2- муфта;

3- редуктор зубчатый цилиндрический двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени;

4- муфта;

5- исполнительный механизм.

Вариант 1

Потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим=30Нм;

Угловая скорость вала ИМ щим=5,8с-1.

Разработать:

1- сборочный чертеж редуктора;

2- рабочие чертежи деталей тихоходного вала: зубчатого колеса, вала, крышки подшипника.

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Исходные данные:

— потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим=30Нм;

— угловая скорость вала ИМ щим=5,8с-1;

Определяем мощность на валу ИМ Nим= Тимх щим=30×5,8=174Вт.

Определяем общий КПД привода по схеме привода зобщкп зшп зм зп (1.1)

где [1, с. 9,10]: ззп=0,972— КПД зубчатой цилиндрической передачи;

зм=0,982 — потери в муфтах;

зп=0,994— коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 4-х валов.

Сделав подстановку в формулу (1.1) получим:

зобщ.=0,972*0,982*0,994=0,868

Определяем потребную мощность электродвигателя [1,с.9]

Nэд?Nимобщ. (1.2)

где Nэд — требуемая мощность двигателя:

Nэд=174/0,877=198,4Вт Выбираем электродвигатель [1,с.18,табл.П2]

Пробуем двигатель АИР71В8:

Nдв.=0,25кВт;

nдв=750об/мин;

S=8%.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (5) [1,c.11]:

nном=nдв· (1-S/100);

nном=750· (1−0,08);

nном=690 об/мин

Определяем угловую скорость вала двигателя щдв=рnдв/30=р*690/30=72,2рад/с;

Определяем общее передаточное число привода

U=щдв.им=72,2/5,8=12,5

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

Uобщ.=U1· U2; (1.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.2.3]:

U2=5;

тогда

U1= Uобщ./U2;

U1=2,5.

Принимаем окончательно электродвигатель марки АИР71В8.

Угловые скорости определяем по формуле щ=рn/30 (1.4)

Рис. 1 Схема валов привода

1 — быстроходный вал; 2 — промежуточный вал; 3 — тихоходный вал.

По схеме валов (рис.1) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n1= nном.

щ1= щдв=72,2рад/с;

n2= nном/U1=650/3,5=185,7об/мин;

щ2=рn2/30=р*216,7/30=19,45 рад/с;

n3= n2/U2=216,7/3,55=52,3 об/мин;

щ3=рn3/30=р*61,1/30=5,48 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

N1=Nдв зм=0,25*0,98=245Вт;

N2=N1 ззп зп3=245*0,97*0,993=230Вт;

N3=N2 ззп зп =233*0,97*0,99=221Вт;

Nим=N3 зм =224*0,98=217Вт.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формулам [1,с.12,14]:

; Т21*U1; Т32*U2; (1.5)

Т1=245/72,2=3,4 Н*м;

Т2=3,4*2,5=8,5 Н*м;

Т3=8,5*5=42,5 Н*м.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1 Параметры кинематического расчета

№ вала

n, об/мин

щ, рад/с

N, Вт

Т, Нм

U

Дв

72,2

3,5

72,2

3,4

2,5

185,7

19,45

8,5

52,3

5,48

42,5

ИМ

52,3

5,48

42,5

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.2 [4,c.52]:

шестерня — сталь 40Х, термообработка — улучшение 270НВ, колесо — сталь 40Х, термообработка — улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле [4,c.53]:

(2.1)

где уHlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL — коэффициент долговечности;

[SH] - коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: КHL =1; [SH] =1,1.

Определяем уHlimb по табл.3.1[4,c.51]:

уHlimb =2НВ+70; (2.2)

уHlimb1 =2270+70; уHlimb1 =610МПа;

уHlimb2 =2250+70; уHlimb1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле [4,c.53]:

(2.3)

;

МПа.

Определяем допускаемые напряжения по по табл.3.1[4,c.51]:

[у]Fo =1,03НВ;

[у]Fo1 =1,03×270=281МПа;

[у]Fo2 =1,03×250=257МПа.

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле [4,c.61]:

(3.1)

где Ка — числовой коэффициент, Ка =49,5 [4,c.61];

КHв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КHв =1 для прямозубых колес [4,c.54];

— коэффициент ширины венца колеса, =0,315 назначаем по ГОСТ 2185–66 с учетом рекомендаций [4,c.61];

U — передаточное отношение, U2=5 (см. табл.1):

Т — вращающий момент на колесе, Т3 =42,5 Нм (см. табл.1).

Подставив значения в формулу (3.1) получим:

Принимаем окончательно по ГОСТ 6636–69 [4,табл.13.15]

Определяем модуль [2,c.36]:

(3.2)

mn=(0,01…0,02)?70;

mn=0,7;

Принимаем модуль mn=1мм [2,c.36]

Так как тихоходная ступень внутреннего зацепления определяем разность зубьев зубьев по формуле [5,т.2, c.432]:

z2-z1=2aw/mn (3,3)

z2-z1=2?70/1;

z2-z1=140.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z1= z2-z1/(U2+1); z1=140/6=23,3; z1=24;

z2= z2-z1-+z1=140+24=164; z2=164.

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле [5,т.2, c.432]:

d=mn?z; (3.4)

d1=mn?z1=1×24=24мм;

d2=mn?z2=1×164=164мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [5,т.2, c.432]:

; ;

;; (3.5)

; (3.6)

мм; мм; мм;

мм;; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес — 7 °F [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:

— окружная

(3.7)

; Н;

Таблица 2 Параметры зубчатой передачи тихоходной ступени

Параметр

Шестерня

Колесо

mn, мм

ha, мм

ht, мм

1,25

h, мм

2,25

с, мм

0,375

z

d, мм

dа, мм

df, мм

21,5

166,5

b, мм

аW, мм

v, м/с

0,23

Ft, Н

Fr, Н

— радиальная

; где б=20° - угол зацепления; (3.8)

; Н;

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений производим по формуле {4, c.64]:

; (3.9)

где: — К — вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436;

Ft =531Н (табл.2);

U2=5;

КНб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес КНб =1;

КНв — см. п. 3.1;

КНх — коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КНх =1,04 [4, табл.4.3].

(3.10)

Определяем ?уН

;

; недогрузки, что допускается.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни [4,с.67]:

; (3.11)

; (3.12)

где: КFв — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев КFв =1;

КFv — коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КНх =1,1 [4, табл.4.3];

YF1 и YF2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, YF1 =3,9, YF2 =3,61 [4,табл.4.4].

Подставив значения в формулы (3.11) и (3.12), получим:

;

.

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Определяем ?уF

;

Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.

Таблица 3 Параметры проверочных расчетов

Параметр

Обозн.

Допускаемое

Расчетное

Недогрузка (-) или перегрузка (+)

Контактное напряжение, МПа

уН

482,7

— 10%

Напряжение изгиба, МПа

уF1

59,4

— 79%

уF2

— 78%

4 Расчет быстроходной ступени привода

Межосевое расстояние для быстроходной ступени с учетом того, что редуктор соосный и двухпоточный, определяем половину расстояния тихоходной ступени:

а=d2-d1;

а=84−14=70мм.

Из условия (3.2) принимаем модуль mn=1,5 мм

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

zУ=2а/mn;

zУ=2?70/1,5; zУ=93,3

Принимаем zУ=94.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z1= zУ/(U1+1); z1=94/(2,5+1); z1=26,1; принимаем z1=26.

Тогда z2= zУ-z1=94−26=68

Фактическое передаточное соотношение U1=68/26=2,6

Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:

d1=mn?z1=1,5×26=39мм;

d2=mn?z2=1,5×68=102мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:

; ;

;; ;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес — 7А [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении (3.7, 3.8):

— окружная

; Н;

— радиальная

; Н.

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.4.

Таблица 4 Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени

Параметр

Шестерня

Колесо

mn, мм

1,5

ha, мм

1,5

ht, мм

1,875

h, мм

3,375

с, мм

0,375

z

d, мм

dа, мм

df, мм

35,25

98,25

b, мм

аW, мм

v, м/с

1,4

Ft, Н

166,7

Fr, Н

60,7

Учитывая, что геометрические параметры быстроходной ступени незначительно отличаются от тихоходной, выполнение проверочных расчетов нецелесообразно.

5 Проектный расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при этом дублирующий вал не учитываем.

Схема усилий приведена на рис. 1.

Рис. 2 Схема усилий, действующих на валы редуктора.

Из табл.1,2,4 выбираем рассчитанные значения:

Т1=3,4 Нм; Т2=8,5 Нм; Т3=42,5 Нм;

Ft1=166,7 Н; Ft2=1012 Н; Fr1=60,7 Н; Fr2=368 Н;

d1=39мм; d2=102мм; d3=14мм; d4=84мм.

Fm1 и Fm1 — консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:

; ;

Н; Н.

Rx и Ry — реакции опор, которые необходимо рассчитать.

Так как размеры промежуточного вала определяются размерами остальных валов, расчет начнем с тихоходного вала.

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис. 2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] ув=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [фк]=(20…25)МПа

Принимаем [фк]=20МПа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа20 (ГОСТ6636−69):

мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.3), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10 мм.

Рис. 3 Приближенная конструкция тихоходного вала мм;

мм — диаметр под уплотнение;

мм — диаметр под подшипник;

мм — диаметр под колесо;

мм — диаметр буртика;

b4=25мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник № 106, у которого Dп=55мм; Вп=13мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=20мм; lм=20мм; l1=35мм; l=60мм; с=5мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм;

с=W/2+ l1+ lм/2=55мм — расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет тихоходного вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.4). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

УМ2y=0; RFy· 0,06-Fr2·0,03=0

RFy= 368· 0,06/ 0,03;

RЕy= RFy=736Н.

Рис. 4 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М=0;

М=0;

М= RЕy· 0,03;

М =22Нм2;

М=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2 (рис.3)

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

УМ4x=0; Fm2· 0,115- RЕx· 0,06+ Ft2· 0,03=0;

RЕx=(814· 0,115+ 1012· 0,03)/ 0,06;

RЕx=2066Н;

УМ2x=0; Fm2· 0,055- Ft2· 0,03+ RFx· 0,6=0;

RFx= (1012· 0,03- 814· 0,055)/ 0,06;

RFx=-240Н, результат получился отрицательным, следовательно нужно изменить направление реакции.

Определяем изгибающие моменты:

М=0;

М2= -Fr2· 0,03

М=-368· 0,03;

М=-11Нм;

Мслева=-Fm2· 0,085-RЕх · 0,055;

Мслева==-814· 0,085−240 · 0,03;

Мслева=-76Нм;

М=- REх · 0,055;

М=- 2066 · 0,03;

М=- 62;

М=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх.

Крутящий момент Т1−1= Т2−2= Т3−3= T3=42,5Нм;

T4−4=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

;; Нм2.

Эквивалентный момент:

;; Нм2.

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

Схема усилий, действующих на быстроходный вал представлена на рис. 2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] ув=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [фк]=(20…25)Мпа

Принимаем [фк]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа5 (ГОСТ6636−69):

мм.

Намечаем приближенную конструкцию быстроходного вала вала редуктора (рис.5), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10 мм.

мм;

мм — диаметр под уплотнение;

мм — диаметр под подшипник;

мм — диаметр для заплечиков;

мм — диаметр вала-шестерни;

b1=22мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник № 101, у которого Dп=28мм; Вп=8мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=14мм; lм=16мм; l1=25мм; l=60мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм;

с=W/2+ l1+ lм/2=40мм — расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет быстроходного вала на изгиб с кручением.

Рис. 5 Приближенная конструкция быстроходного вала Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.6). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

УМ2y=0; RАy· 0,06-Fr1·0,03=0

RАy= 60,7· 0,06/ 0,03;

RАy= RВy=121Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М=0;

М=0;

М= RАy· 0,03;

М =3,6Нм2;

М=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2 (рис.6).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

УМ4x=0; Fm1· 0,1- RАx· 0,06+ Ft1· 0,03=0;

RАx= (130· 0,1+ 166,7· 0,03)/ 0,06;

RАx=300Н;

Рис. 6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала

УМ2x=0; Fm1· 0,02- Ft1· 0,03+ RВx· 0,06=0;

RВx= (166,7· 0,03- 130· 0,02)/ 0,06;

RВx=40Н Определяем изгибающие моменты:

М=0;

М2= -Fm2· 0,04

М=-130· 0,04;

М=-5,2Нм;

М3хсправа=-Fm1· 0,1+RВх · 0,03;

Мсправа==-130· 0,1+40 · 0,03;

М3хсправа=-11,7Нм;

М=- RАх · 0,03;

М=- 300 · 0,03;

М=- 9;

М=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх.

Крутящий момент Т1−1= Т2−2= Т3−3= T3=3,4Нм;

T4−4=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

;; Нм2.

Эквивалентный момент:

;; Нм2.

5.3 Расчет промежуточного вала

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] ув=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.

Определяем диаметр выходного конца вала из расчёта на чистое кручение

;

где [фк]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [фк]=20Мпа.

; мм.

С учетом того, что выходной конец промежуточного вала является валом-шестерней с диаметром выступов 24 мм, принимаем диаметр вала под подшипник 25 мм.

мм.

Намечаем приближенную конструкцию промежуточного вала редуктора (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм

Рис. 7 Приближенная конструкция промежуточного вала

dст=30мм;

х=8мм;

W=20мм;

r=2,5 мм;

dв=28мм.

Расстояние l определяем из суммарных расстояний тихоходного и быстроходного валов с зазором между ними 25…35мм.

l=60+30+30=120мм.

l1=30мм; l2=30мм.

Предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по dп=25мм подшипник № 105, у которого Dп=47мм; Вп=12мм [4, табл. К27].

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у) Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

МСу=0;

-RDу· 0,09+Fr1·0,03+Fr2?0,12=0

RDy=(368· 0,03+60,7?0,12)/ 0,09;

RDy==204Н.

МDу=0;

RCy· 0,09- Fr1?0,06+ Fr2· 0,03=0;

RCy=(368· 0,06−60,7?0,03)/ 0,09;

RCy=225Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3, и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М=0;

М=-RCy· 0,03;

М=-6Нм;

Мслева=-RCy· 0,09+Fr1·0,06;

М3услева=-16,6Нм

Мсправа= Fr2· 0,03;

М3усправа= 11

М=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.8).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

МСх=0;

RDx· 0,09-Ft1·0,03-Ft2?0,12=0;

RDx=(166,7· 0,03+ 1012?0,12)/0,09;

RDx=1404Н;

МDх=0;

RCx· 0,09+ Ft1?0,06-Ft2· 0,03=0;

RCx=(1012· 0,03+166,7?0,06)/ 0,09;

RCx=337Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М1x=0;

М2x=-RCx· 0,03;

М2x=-10Нм;

М3xслева= -RCx· 0,09-Ft1·0,06;

М3xслева=-91Нм;

М3xсправа= Ft2· 0,03;

М3xсправа=5Нм;

М=0.

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.8)

Рис. 8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Крутящий момент Т1−1=0;

Т2−2=-Т3−3=- T2/2=-4,3Нм;

Т4−4=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

;; Нм.

Эквивалентный момент:

;; Нм.

Все рассчитанные значения сводим в табл.5.

Таблица 5 Параметры валов

R1, H

R2, H

MИ, Нм

MИэкв, Нм

Тихоходный вал

Быстроходный вал

12,5

Промежуточный вал

92,5

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по. Обозначения используемых размеров приведены на рис. 11.

Рис.9 Сечение вала по шпонке

6.1 Шпонки быстроходного вала

Для выходного конца быстроходного вала при d=10 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78 bxh=3×3 мм2 при t=1,8 мм (рис.9).

При длине ступицы полумуфты lм=16 мм выбираем длину шпонки l=14мм.

Материал шпонки — сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(6.1)

где Т — передаваемый момент, Нмм; Т1=3,4 Нм.

lр — рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b, мм;

[]см — допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст. 3 ([]см=110…190 Н/мм2) вычисляем:

Условие выполняется.

6.2 Шпонки промежуточного вала

Для зубчатого колеса вала при d=30 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8×7 мм2 при t=4мм, t1=3,3 мм. Т2=8,5Нм.

При длине ступицы шестерни lш=25 мм выбираем длину шпонки l=25мм.

Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.3 Шпонки тихоходного вала

Передаваемый момент Т3=42,5Нм.

Для выходного конца вала при d= 22 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6×6 мм2 при t=3,5 мм.

При длине ступицы полумуфты lМ=20 мм выбираем длину шпонки l=16мм.

Для зубчатого колеса тихоходного вала при d=35 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10×8мм2 при t=5мм.

При длине ступицы шестерни lш=20 мм выбираем длину шпонки l=20мм.

С учетом того, что на ведомом валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([]см=170…190 Н/мм2) вычисляем по формуле (6.1):

условие выполняется.

Таблица 6 Параметры шпонок и шпоночных соединений

Параметр

тих.валполум

тих.валколесо

промвал-шестерня

промвал-колесо

быстр вал-шестер.

быстр.

вал-полум.

Ширина шпонки b, мм

;

;

Высота шпонки h, мм

;

;

Длина шпонки l, мм

;

;

Глубина паза на валу t, мм

3,5

;

;

1,8

Глубина паза во втулке t1, мм

2,8

3,3

;

3,3

;

1,4

7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

В соответствии с табл.5 наиболее опасным является сечение 3−3 тихоходного вала, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.

Исходные данные для расчета:

МИэкв= 89Нм;

МИ=79Нм;

Т3−3=42,5Нм;

dв=35мм;

в=10мм — ширина шпонки,

t=5мм — глубина шпоночного паза,

l=22мм — длина шпонки.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения — по отнулевому циклу.

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [у-1]и=60МПа:

мм; 35>20.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба:

уии/W;

где W — момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:

;

мм3;

уи=79 000/3566=22Н/мм2.

При симметричном цикле его амплитуда равна:

уа= уи =22Н/мм2.

Определяем напряжения кручения:

фк3−3/Wк;

где Wк — момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:

;

мм3;

фк=42 500/7775=5,4Н/мм2.

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

фа= фк /2=5,4/2=2,7Н/мм2.

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала:

у)D=(Куd+ КF-1)/ Кy; (Кф)D=(Кфd+ КF-1)/ Кy; (7.1)

где Ку и Кф — эффективные коэффициенты концентрации напряжений, по табл.11.2 выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой Ку =1,6, Кф =1,4;

Кd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 выбираем Кd =0,75;

КF— коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 выбираем для шероховатости Rа=1,6 КF=1,05;

Кy — коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 выбираем для закалки с нагревом ТВЧ Кy =1,5.

Подставив значения в формулы (7.1) получим:

у)D=(1,6/0,75+ 1,05−1)/ 1,5=1,45;

ф)D=(1,4/0,75+ 1,05−1)/ 1,5=1,28.

Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:

-1)D-1/(Ку)D; (ф-1)D-1/(Кф)D; (7.2)

где у-1 и ф-1 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. у-1 = 380Н/мм2, ф-1 ?0,58 у-1 =220Н/мм2;

-1)D=380/1,45=262Н/мм2; (ф-1)D=220/1,28=172 Н/мм2.

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:

sу=(у-1)D/ уа; sф=(ф-1)D/ фа. (7.3)

sу=262/ 22=12; sф=172/ 2,7=63,7.

Определяем общий коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям [4, c263]:

(7.4)

где [s]=1,6…2,1 — допускаемый коэффициент запаса прочности.

Сопротивление усталости вала в сечении 3−3 обеспечивается, расчет остальных валов не проводим, т.к. расчет проведен на самом опасном сечении, и коэффициент запаса прочности значительно превышает допустимый.

8 Выбор и проверочный расчет подшипников

Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.7.

Таблица 7 Параметры выбранных подшипников

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

d, мм

D, мм

В, мм

С, кН

5,07

11,2

13,3

Со, кН

2,24

5,6

6,8

RА, Н

RБ, Н

Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Пригодность подшипников определяем по условиям [4, c.129]:

Ср?С; Lр?Lh;

где Ср — расчетная динамическая грузоподъемность;

Lh — требуемая долговечность подшипника, для зубчатых редукторов Lh =10 000ч.

; [4, c.129] (8.1)

где щ — угловая скорость соответствующего вала (см. табл.1);

m=3 для шариковых подшипников;

RЕ — эквивалентная динамическая нагрузка, при отсутствии осевых усилий [4, табл.9.1]:

RЕ=VRАКдКф (8.2)

где K — коэффициент безопасности; K =1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем K =1,1.

V — коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1

Kф — температурный коэффициент; Kф =1 (до 100єС) [4, табл.9.4].

Определяем расчетную долговечность подшипников в часах [4, c.129]:

(8.3)

Подставив значения в формулы (8.1)-(8.3) проверяем подшипники.

Для быстроходного вала:

RЕ=323×1,1=355Н;

— условие выполняется;

— условие выполняется.

Для промежуточного вала:

RЕ=1419×1,1=1560Н;

— условие выполняется;

— условие выполняется.

Для тихоходного вала:

RЕ=2118×1,1=2330Н;

— условие выполняется.

— условие выполняется.

Окончательные параметры подшипников приведены в табл.7.

Параметры выбранных подшипников

9 Выбор масла, смазочных устройств

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.10):

hм max 0.25d2 = 0.25 102 = 25,5 мм;

hм min = 2m = 21,5 = 3 мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Рис. 10 Схема определения уровня масла в редукторе Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5 л на 1кВт передаваемой мощности V = 0,5Nдв = 0,50,25 = 0,125 л.

Контроль уровня масла производится жезловым маслоуказателем, который ввинчивается в корпус редуктора при помощи резьбы. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку в верхней части корпуса.

Выбираем смазочный материал. Для этого ориентировочно рассчитаем необходимую вязкость:

где н50 — рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50 °C;

н1 =170мм2/с — рекомендуемая вязкость при v=1м/с для зубчатых передач с зубьями без термообработки;

v=1,2м/с — окружная скорость в зацеплении Принимаем по табл.10.29 масло И-220А.

И для шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения типа 1 из ряда 1 по ГОСТ 8752–79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

1. Основы конструирования: Методические указания к курсовому проектированию/ Сост. А. А. Скороходов, В. А Скорых.-СПб.:СПбГУКиТ, 1999.

2. Дунаев П. Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

3. Скойбеда А. Т., Кузьмин А. В., Макейчик Н. Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.

4. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. — М.: Высш. шк., 1991

5. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. — М.: Машиностроение, 1999

Показать весь текст
Заполнить форму текущей работой